Индивидуальный привод

Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту на тему
 
Индивидуальный привод

Cодержание
 
1.2. Описание привода
1.  Кинематический анализ
2.1. Требуемые передаточные отношения
2.2. Максимальный момент. Выбор муфты
2.3. Выбор межосевого расстояния
2.4. Определение чисел зубьев
2.4.1. Числа зубьев колес и шестерен
2.4.2. Число зубьев паразитной шестерни
2.5. Окончательное определение частот вращения и
максимального момента на выходе коробки передач
2.  Расчет передач
3.1.  Алгоритм расчета зубчатой передачи на ЭВМ
3.2.  Результаты расчета
3.3.  Выбор твердости и термической обработки
3.4. Алгоритм расчета клиноременной передачи на ЭВМ.
3.5. Результаты расчета и выбор ременной передачи
4.  Расчетподшипников качения.
4.1.  Определение реакций в подшипниках на быстроходном валу
4.1.1. Левая опора
4.1.2. Правая опора
4.2. Ресурс подшипников на быстроходном валу
4.2.1 Левая опора
4.2.2 Правая опора
4.3.Ресурс подшипников на тихоходном валу
4.4.Подшипник под паразитной шестерней..
4.4.1. Некоторые геометрические параметры
4.4.2. Сила, действующая на подшипник
4.4.3. Ресурс подшипника
5.  Расчет валов
 5.1. Быстроходный вал, расчет на прочность.
 5.2. Тихоходный вал
5.2.1. Расчет на прочность
5.2.2. Расчет на выносливость
6.  Расчет механизмовременной передачи
 6.1. Винтовое крепление разгрузочной втулки
 6.2. Расчет подшипников
 6.3. Крепление крышки шкива
7.  Расчет шлицевых ишпоночных соединений
 7.1. Расчет шлицевого соединения
 7.2. Расчет шпоночных соединений
8.  Расчет посадки снатягом
9.  Выбор системысмазки и масла
Список литературы

1.2.Описание привода.
 
Привод состоит из двухосновных частей — коробки передач и ременной передачи. В коробке передачимеются две ступени — ступень 1 и ступени 2. Каждая ступень состоит из зубчатогоколеса, насаженного на роликовую обгонную муфту и шестерни. В ступени 1помимо этого имеется паразитная шестерня, через которую передается крутящиймомент с шестерни на колесо, и которая обеспечивает различие направлениявращения колес ступеней 1 и 2.
Изменение передаточногочисла коробки осуществляется при изменении направления вращения вала двигателяследующим образом: если вал вращается в одну сторону, то обгонная муфта,например в ступени 1 входит в зацепление, и через нее начинает передаваться крутящиймомент на тихоходный вал. При этом колесо ступени 2 вращается в другомнаправлении, и муфта на этой ступени совершает обгон — то есть наружная обоймамуфты вращается вхолостую и момент через нее не передается. При изменениивращения вала муфта ступени 1 будет совершать обгон, а момент будетпередаваться через ступень 2 и, соответственно, передаточное число будет другим.
Колеса устанавливаются ицентрируются на муфтах с помощью крышек, установленных на валу на подшипниках(сверхлегкой серии ). Это не единственный способ установки — возможно такжеустановить колеса на крышки, опирающиеся непосредственно на внутреннюю обоймумуфт, и работающих при обгоне как подшипники скольжения.Примененный в данномпроекте способ обеспечивает, видимо, лучшее центрирование относительно вала ибольший к.п.д… К недостаткам его следует отнести увеличение осевых габаритов.
В данном проектеприменена схема ременной передачи с ведущим шкивом на разгрузочной втулке инатяжением горизонтальным перемещением коробки. Разгрузочная втулка воспринимаетсилу натяжения ремня, не передавая ее на вал. Шкив вращается на подшипниках наразгрузочной втулке, крутящий момент на него передается через шлицевоесоединение. Горизонтальное перемещение коробки для натяжения ременной передачиосуществляется толкающим винтом. Коробка перемещается и фиксируется наспециальной плите с пазами.

2.Кинематическийанализ
2.1. Требуемыепередаточные отношения.
 Максимальноепередаточное число коробки:
 />
где uп — передаточное число привода;
 uр — ременной передачи .
 Примем это запередаточное число ступени 1, тогда передаточное число ступени 2 :
/>
2.2. Максимальныймомент. Выбор муфты.
 Максимальный(номинальный) момент на выходе электродвигателя :
 />
где Pnmin — мощность двигателя на минимальнойчастоте (кВт);
 nmin — минимальная рабочая частотавращения двигателя (мин-1).
 
 Наибольший рабочиймомент будете передаваться через муфту на ступени 1, без учета потерь он равен:
 />
 Расчетный момент, передаваемый черезмуфту определяется, как />.Выбираем муфту обгонную роликовую исполнения 2 ( пятироликовая ), соследующими параметрами D=100, D1=130, Tн=125Нм [3].
2.3.Выбормежосевого расстояния.
 
 Приняв модуль передачи m=2, минимальный делительный диаметрколеса определяется по размеру муфты :
 />
где S — толщина ступицы.
/>
 Тогда межосевое расстояние (ступени2):
/>
 Необходимо также учесть, что вал двигателя при выбранном (см. задание) способе крепления должен войтив быстроходный вал, находим минимальное значение d1:
 />
 Из этого условия :
/>
 Принимая во вниманиенецелесообразность снижения размеров коробки ( необходимость разместить на нейфланец с двигателем ) и некоторые конструктивные соображения (см. листы),повышаем межосевое расстояние до aw=112мм .
2.4. Определение чиселзубьев.
 
2.4.1 Числа зубьевколес и шестерен .
 Для ступени 2:
/>
/>
Фактическое передаточноечисло: />
/>
Для ступени 1:
/> (как в ступени 2)
/>
Фактическое передаточноечисло: />
/>
/>
2.4.2 Число зубьевпаразитной шестерни (ступень 1).
Паразитная шестернявращается на сферическом подшипнике, установленном на консоли. Учитывая, чтоминимальный наружный диаметр данного подшипникаDподш=47мм [8], получаем минимальныйделительный диаметр паразитной шестерни:
/>
/>
 По конструктивнымсоображениям ( возможность выбрать подшипник большего размера, отсутствиенеобходимости уменьшения ширины корпуса ), принимаем zп=38. Тогда межосевые расстояния междушестерней и паразитной шестерней:
/>
И между паразитнойшестерней и колесом :
/>
2.5. Окончательноеопределение частот вращения выходного вала и максимального момента на выходекоробки передач.
 При входной частотеnвх=1420мин-1:
 /> 
 />
При входной частотеnвх=2850мин-1:
 /> 
 />
Выходной момент :
/>
где /> - общий к.п.д. коробки ;
 /> - к.п.д. зубчатой передачис учетом потерь в подшипниках ;
 /> - к.п.д муфты .
 (квадрат учитываетналичие паразитной шестерни )

3.Расчет передач
 
3.1 Алгоритм расчета зубчатойпередачи на ЭВМ.
 
 Расчет зубчатых передачосуществляется с помощью стандартной программы расчета двухступенчатогоредуктора с заданным межосевым расстоянием. Последовательность расчета :
1.   Ввод исходных данных.
2.   Определение в первом приближениивращающего момента:
/>
 где коэффициент k — зависит от твердости зубьевшестерни и колеса .
3.    Определение допускаемых напряжений [] и [F] и твердости поверхностей зубьевколес и шестерен (перебираются в цикле).
4.    Уточнение найденного значениямомента :
 /> 
где KH — коэффициент нагрузки .
5.   Проверочный расчет на контактнуювыносливость :
/>
 Zкоэффициент, учитывающий различныефакторы .
6.  Проверочныйрасчет на выносливость при изгибе :
/>
 где KF — коэффициент нагрузки;
 Yкоэффициент, учитывающий различныефакторы .
 m — модуль зацепления;
 b — ширина венца .
 
3.2 Выбор твердости и термической обработки .
 По полученнымраспечаткам назначаются следующие твердости :
Колесо — HRC 28,5 (сталь 40Х).
Большая шестерня — HRC 28,5 (сталь 45).
Меньшая шестерня — HRC 59 (сталь 45, цементация) .
Паразитная шестерня — HRC 59 (сталь 45, цементация) .
 Замечание: при расчетепаразитной шестерни программа не учитывала, что она входит в зацепление дваждыза один оборот. Это не существенно, т.к. базовое число циклов равно NHG=12.107 ,NаG=4.106 [7] а эквивалентное число циклов дляданного зацепления равно NE=60.2.n.t=60.2.635.104=7,62.108(n=1420.17/38=635 мин-1 — частота вращения паразитной шестерни ,t=10000 ч. — срок службы )- т.е. NE>NHG, NE>NFGи понижения допускаемых напряжений наоснове кривых усталости не производится .
 
3.4 Алгоритм расчетаклиноременной передачи на ЭВМ.
 
1.   Ввод исходных данных.
2.   Определение момента на ведущем валу />
3.   Определение коэффициента динамичностии режима работы :
/>
4.   Назначается расчетный диаметрведомого шкива D1 (варьируется в цикле) .
5.   Расчетный диаметр ведомого шкива />.
6.   Фактическое передаточное число: />
7.   Расчетная длина ремня: />
8.   Угол между ветвями ремня: /> 
9.   Скорость ремня: /> 
10. Число пробегов ремня за секунду :/>
11. Допустимое поперечное напряжение времне:
/> - для ремней нормального сечения ;
/> - для узких ремней.
12. Поправочные коэффициенты:
/> (/> )
/>
13. Расчетная полезная окружная сила: />
14.Предварительное значениечисла ремней: />
15.Коэффициентнеравномерности распределения нагрузки: />
16. Уточнение числа ремней: />
17. Нормальная сила на один ремень: />
18. Радиальная сила на валу от натяженияремней: />
19. Оптимальное межосевое расстояние: />
20. Ширина шкива: />
21. Стоимость комплекта ремней: />
 
3.5. Результатырасчета и выбор ременной передачи .
 
 По выданным программойраспечаткам, выбирается клиновой ремень с сечением УО и расчетным диаметромведущего шкива 125 мм.

4.Расчет подшипниковкачения
 Расчет подшипниковпроводится в случае действия наибольшего вращающего момента (наибольшихрадиальных сил), поскольку долговечность обратно пропорциональна частотевращения но пропорциональна кубу радиальной силы, пропорциональной, всвою очередь вращающему моменту, приблизительно пропорциональному частотевращения.
 
4.1. Определениереакций в подшипниках на быстроходном валу.
4.1.1 Левая опора.
 Окружная сила взацеплении :
/>
 Радиальная сила:
/>
 Суммарная поперечная сила,действующая на вал:
/>
 Размеры участков вала (слиста): L=183,5мм, l=51,5мм. Тогда реакция влевой опоре определяется так :
/>
/>
4.1.2 Правая опора.
Окружная сила взацеплении :
/>
 Радиальная сила:
/>
 Суммарная поперечная сила,действующая на вал:
/>
 Размеры участков вала (слиста): L=183,5мм, l=51мм Реакция в правой опоре :
/>
/>
4.2. Ресурсподшипников на быстроходном валу (надежность Р=0.9 ).
4.2.1 Левая опора.
Подшипник 206, Cr=19500Н [8] . Ресурс:
/> час.
Где /> - эквивалентная нагрузка(для 0 режима).
 Kб — коэффициент безопасности ;
 Kт — температурный коэффициент .
 
4.2.2 Правая опора .
Подшипник 108, Cr=16800Н [8]. Ресурс:
/> час.
Где /> - эквивалентная нагрузка.
Замечание: коэффициентыa23 и Kб .

4.3. Ресурсподшипников на тихоходном валу (надежность Р=0.9 ).
 Рассматривается тольколевая опора, как более нагруженная. Тогда поперечная сила F=845 Н, (см. п. 4.1.1), и реакция(рис.3 ,L=183мм,l=51мм ) :
 /> 
Эквивалентная нагрузка />
 
Подшипник 205, Cr=14000Н [8]. Ресурс:
/> час.
4.4. Подшипник подпаразитной шестерней.
4.4.1 Некоторыегеометрические параметры.
Из рис.4 видно, что потеореме косинусов:
/>
/>
/>, />.
 Аналогично:
/>
/>, />.

4.4.2 Сила,действующая на подшипник.
Силы Ft1иFr1определены в п. 2.1.1. Так как из условиядинамического равновесия Ft1=Ft2(по абсолютной величине), следовательно :
/> и />
 Действующая на подшипник сила F определяется через свои проекции :
/>/>/>
 
4.4.3 Ресурсподшипника(надежность Р=0.9 ).
Частота вращенияпаразитной шестерни :
/>
Эквивалентная нагрузка :
/>
 где V=1.2 — коэффициент, учитывающий, что вращаетсянаружное кольцо.
 
Подшипник 1205, Сr=12100Н [8]. Ресурс :
/> час.

5. Расчет валов
5.1. Быстроходный вал.Расчет на прочность.
 Расчет являетсяпроверочным, так как диаметр вала выбирался из конструктивных соображений.Исходные данные для расчета:L=183.5мм ,l=51.5 мм ,F=845Н, Rл=608Н, Ft=794Н(см. 4.1.1).Диаметр в опасном сечении D=df=29 мм (z=17,m=2 мм). Изгибающий момент в нем: />.Крутящий момент: />. Тогда эквивалентноенапряжение в опасном сечении может быть получено с использованием формулытеории наибольших касательных напряжений :
/>
Видно, что ононезначительно. Из расчета на прочность для вала-шестерни назначается сталь 45(HB 200 ,Т=280мПа).
5.2. Тихоходный вал.
 
5.2.1 Расчет напрочность.
Как и в предыдущем случаерасчет является проверочным, так как диаметр вала выбирался из конструктивныхсоображений.Исходные данные для расчета:L=183мм ,l=51 мм ,F=845Н, Rл=610Н, Ft=748Н. Диаметр в опасном сечении d=30 мм. Изгибающий момент в нем: />. Крутящий момент /> (z=87, m=2 мм). Тогда эквивалентное напряжение в опасном сечении:
/>
 В качестве материала длятихоходного вала принимается сталь 45 (HB 200 ,Т=280МПа ).
 
5.2.2 Расчет навыносливость.
Расчет на выносливостьпроводится в форме сравнения расчетного коэффициента запаса прочности сдопускаемым. Расчет проводится в наиболее опасных сечениях, которыми являетсяместо посадки колеса ступени 1, нагруженное наибольшим крутящим моментом иослабленное шпоночным пазом и место утонения вала у левой опоры, ослабленноеступенчатым переходом с галтелью. Рассматривая первое сечение, получаем :
 Коэффициент запаса по нормальнымнапряжениям:
/>
где /> — амплитуда напряженийцикла;
 m=0 — среднее напряжение цикла ;
 /> — предел выносливости вданном сечении
 где -1 =250 мПа- сопротивление усталости для данного материала;
 />
где Kкоэффициент эффективной концентрациинапряжений ;
 Kv=0,88 — масштабный коэффициент ;
 KF=1,05 — коэффициент влияния шероховатостей ;
 Kv=1 — коэффициент, учитывающийвлияние поверхностного упрочнения.
тогда /> и /> 
Коэффициент запаса покасательным напряжениям:
/>
где /> — амплитуда напряженийцикла и среднее напряжение цикла;
 /> — предел выносливости вданном сечении
 где -1 =150МПа — сопротивление усталости для данного материала ;
 />;
 смысл коэффициентовтакой же как и для нормальных напряжений.
 тогда /> 
 /> - коэффициентчувствительности к асимметрии цикла.
 /> 
 Расчетный коэффициентзапаса по износу :
 
/>
 Во втором сечениидействуют только касательные напряжения, аналогично рассмотренному выше,получаем :
где /> 
 />;
где Kопределяетсяпо отношениям t/r=2,5/1=2,5 и r/d=1/25=0,04 (t-высота перехода, r-радиус скругления галтели ,d — диаметр вала), K1,9.
 Предел выносливости :
/> 
 Чувствительность касимметрии цикла:
 /> 
/>

6. Расчет механизмовременной передачи
 
6.1. Винтовоекрепление разгрузочной втулки .
 
 Имеет место нагружениеболтового соединения сдвигающей силой и моментом в плоскости, перпендикулярнойплоскости стыка (крутящим моментом из-за потерь в подшипниках пренебрегаем ).Размеры (с листа)D=95мм, d=52 мм, dв=72 мм , h=63мм.
 Момент, открывающийстык, равен: /> (F=2524Н).
 Геометрические параметрысечения стыка (рис.7):
 Момент инерции сеченияотносительно оси x :
 />
 Площадь стыка :
/>
 
Эпюры сжимающихнапряжений, возникающих в стыке, их наибольшие значения равны соответственно:
 
/>
где z=4 — число винтов.
/>
где коэффициент внешней нагрузки, здесьпринято  =0,2 (чугунные детали).
 Необходимое усилие затяжки Fзат может быть определено из условия нераскрытия стыка (сдвига разгрузочной втулки произойти не может):
/>
 откуда:
/>
где min=1,5 мПа — минимальноедопускаемое сжимающее напряжение в стыке .
Расчетная нагрузка наболт:
 
/>
 
 ( =0,2)
 Назначаем класспрочности винта 4.8, тогда его диаметр: />
 
где [s]=2 — запас прочности (контролируемаязатяжка) ;
 T=320 мПа — предел текучести материала винта .
Принимается винт M8.
6.2. Расчетподшипников.
 
 Эквивалентная нагрузкана подшипники разгрузочной втулки :
/>
 где V=1.2 — коэффициент, учитывающий,что вращается наружное кольцо.
Два подшипника 209, Сr=33200Н. Подшипникирассматриваются как один двухрядный. Суммарная динамическая грузоподъемность С’с=Сr .1,625=53950Н. Ресурс подшипника при вероятностибезотказной работы P=0.9 и наибольшейвозможной частоте вращения n=
819 мин-1:
/> час.
 
6.3. Крепление крышкишкива.
 
 Через крышку на шкив передается черезшлицевое соединение крутящий момент с тихоходного вала, наибольшее значениекоторого T=64Нм. Передача момента осуществляется черезповерхность трения в форме кольца, диаметр под болты d=102мм. Тогда необходимая сила затяжки :
/>
где k=1,5 — коэффициент запаса ;
 z=4 — число болтов;
 f=0,15 — коэффициент трения (чугун по чугуну).
 Как видно из вычислений пункта 4.1,для такой силы подходит винт М8 класса прочности 4.6, при контролируемойзатяжке.

7. Расчет шлицевых ишпоночных соединений
 
7.1. Расчет шлицевогосоединения
 
Шлицевое соединение 6x21x25 передает крутящий момент с тихоходного вала на крышкушкива. Шлицевые соединения, нагруженные только крутящим моментом,рассчитываются только по напряжениям смятия :
/>
где Kз=0,7 — коэффициент неравномерности нагрузки по зубьям;
 z=6 — число зубьев;
 h=0,5(D-d)-2f=1,4 мм — рабочая высота зуба ( f=0,3 ) ;
 dср=0,5(D+d)=23мм — средний диаметрсоединения;
 l — рабочая длина шлицев;
 [см]=60МПа — допускаемое напряжение смятия, назначается по рекомендациям [5],причем берется пониженное значение т.к. соединение будет испытыватьдополнительный износ при реверсировании .
 Тогда рабочая длинашлицев определяется как :
/>
 Длина шлицевого концапринимается равной 20 мм .
7.2. Расчет шпоночныхсоединений.
 Шпонка, осуществляющаяпередачу момента с вала электродвигателя на быстроходный вал и шпонки,передающие момент с обгонных муфт на колеса стандартные для этих агрегатов(узлов), поэтому их расчет проводить не нужно. Необходимо провести расчетшпонки, передающей момент с колеса на быстроходный вал. Наибольшийпередаваемый момент T=69Нм(без учета к.п.д. узлов коробки), размеры шпонки 6x6x40.
 Напряжения смятия в шпонке:
/> [5]
где d=30 мм=0,03 м — диаметрвала;
 k=0.5 — коэффициент погружения шпонкив вал;
 h=6 мм — рабочая высота шпонки;
 l=lполн-b=34 мм — рабочая длина шпонки.
 Так как шпонкастандартная, ее прочность ограничивается напряжениями смятия а не среза,поэтому расчет по напряжениям среза не проводится.

8.Расчет посадки снатягом
 Минимальное необходимоедавление натяга находится из условия не раскрытия стыка. Геометрическиеразмеры: d=30 мм, d2=50 мм, l=27 мм, L= 57 мм. Радиальная сила F=342Н (см. 4.3.2. ). Палец изготовлениз стали 45, втулка (крышка редуктора) — из чугуна СЧ20. Тогда условие нераскрытия стыка запишется как (см. [5]) :
/>
где р — расчетное давлениев запрессованном соединении ;
 M=FL=342.0,057=19.5 Нм — момент,раскрывающий стык.
 Из этого условиянаходится необходимое давление р :
/>
 Необходимый минимальный натяг N находится по формуле Ляме:
/>
 где С1=0,7 — для непустотелого стального вала ;
 /> 
=0,25 коэффициент Пуассона материалавтулки
E1=2.105 — модуль упругостиматериала вала ;
E2=1.105 — модуль упругостиматериала втулки ;
Необходимый минимальныйизмеренный натяг равен :
/>
где /> - поправка намикронеровности
Ra1=0,8- средняя высота микронеровностей поверхности вала;
Ra2=1,6- средняя высота микронеровностей поверхностиотверстия .
Для данного минимальногонатяга выбирается посадка H7/t6 — Nmin=20 мкм.
 Проверка соединения напрочность производится по материалу втулки, как менее прочному. Наибольшеедавление в соединении находится как (см. формулу Ляме):
/>
где Nmax — максимальный натяг данной посадки.
 Эквивалентное напряжениев соединении:
/> 
 Здесь используется ва не т поскольку чугун хрупкий материал и разрушается беззаметных пластических деформаций.

9. Выбор системысмазки и масла
 
 Для выбора смазкинеобходимо определить наибольшую окружную скорость. При частоте вращения n=2850 мин-1 она равна:
/>
где d1 — делительный диаметр большейшестерни .
 V
 Выбор масла производитсяпо наибольшим возникающим в передаче контактным напряжениям. Их можно оценитьзная твердость HRC ( cм. 3.3.) по эмпирической зависимости:
/>
 Тогда по рекомендациям[1] находится рекомендуемая кинематическая вязкость масла .10-6… 60м2/с .10-6. Для работы в коробкепередач назначается масло И-50А (.10-6...10-6 м2/с .)ГОСТ 20799-75.

Список литературы:
1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталеймашин. — М.: Высшая школа ,
 1985.
2.  Детали машин: Атласконструкций в 2 ч. / Под ред. Решетова Д.Н. — М.: Машиностроение, 1979.
3.  Детали машин:Атлас конструкций / Под ред. Решетова Д.Н. — М.: Машиностроение, 1982
4.  Анурьев В.И.Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т. — М.: Машиностроение,1980-1982.
5.  Иванов М.Н.Детали машин / Под ред. Финогенова В.А. — М.: Высшая школа ,1998.
6.  Решетов Д.Н.Детали машин — М.: Машиностроение, 1989.
7.  Буланже А.В.,Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Проектный расчет на прочность цилиндрических и коническихзубчатых передач. — М.: МГТУ, 1992.
8.  Иванов В.Н.,Баринова В.С. Выбор и расчеты подшипников качения. — М.: МВТУ, 1988.
9.  Ряховский О.А.,Иванов С.С. Справочник по муфтам. — Л.: Политехника ,1991.
10. Годик Е.И., Хаскин А.М. Справочное руководство по черчению. — М.: Машиностроение, 1974.