Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Энергетический и кинематический расчёты привода

СОДЕРЖАНИЕ

Введение...........................................................................................................................5

1. Энергетический и кинематический расчёты привода..............................................7

1.1. Определение расчетной мощности привода..........................................................7

1.2. Выбор электродвигателя..........................................................................................7

1.3. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам......................................................................................................7

1.4. Определение силовых и кинематических параметров привода...........................8

2. Расчёт редуктора..........................................................................................................9

2.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс..........................................9

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость...................................................................................................................9

2.3. Определение допускаемых напряжений при действии максимальной нагрузки..........................................................................................................................10

2.4. Определение допускаемых напряжений изгиба..................................................11

3. Расчёт второй тихоходной прямозубой пары…………………………………….12

3.1 Определяем межосевое расстояние и другие параметры…………………..12

3.2 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям…………….13

3.3 Проверочный расчёт по напряжениям изгиба…………………………………..13

3.4 Проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам…………………14

4. Расчёт первой быстроходной прямозубой пары …………………………………15

4.1 Определение межосевого расстояния и других параметров………………..15

4.2 Проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям……………..16

4.3Проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам………………….16

4.4Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам…….17

5. Расчёт цепной передачи……………………………………………………………18

5.1 Выбор цепи………………………………………………………………………...18

5.2 Определение кинематических параметров передачи…………………………...19

6. Расчёт на прочность валов и определение опорных реакций……………...……21

6.1 Определение сил, действующих в зацеплении редуктора с прямозубыми ступенями……………………………………………………………………………...22

6.2 Расчет ведущего вала……………………………………………………………..22

6.3 Расчёт промежуточного вала……………………………………………………..25

6.4 Расчёт ведомого вала……………………………………………………………...27

6.5 Определение расчётного изгибающего момента в опасном сечении ведомого

вала……………………………………………………………………………………..28

6.6 Для подбора подшипников качения находим суммарные реакции в опорах E и F………………………………………………………………………………………...29

6.7 Определение запаса прочности валов……………………………………...……29

6.8Определяем коэффициенты для всех валов……………………………………..30

7. Подбор подшипников качения…………………………………………………….32

7.1 Сводные данные практического расчёта(подбора)подшипников качения для валов двухступенчатого цилиндрического редуктора……………………………..33

7.2 Расчётные данные подбора ПК…………………………………………………..34

8. Подбор шпонок и проверочный расчёт их по напряжениям смятия……………35

8.1 Проверяем шпонки на смятие……………………………………………………36

9. Посадки зубчатого колеса, шкива, подшипников………………………………..37

10. Выбор сорта масла……………………………………………………................38

11. Сборка редуктора...........................................................................................................39

Заключение.....................................................................................................................40

Список используемой литературы...............................................................................41

Введение

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования куровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты,массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатойпары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышаетобычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Этисвойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до сoизмеряемыхдесятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительнымискоростями.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1. Энергетический и кинематический расчёты привода

1.1. Определение расчетной мощности привода

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

где – общий КПД привода;

1.2. Выбор электродвигателя

Выбираем тип двигателя из таблицы А4:

4AII2M4У3

Определяем мощности на валах привода:

1.3. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по отдельным передачам

Определяем частоту вращения ведомого вала привод:

Общее передаточное число

Производим разбивку передаточного числа по ступеням согласно рекомендациям таблицы 4.2.

=4, тогда передаточное число редуктора , а передаточное число цепной передачи:

1.4. Определение силовых и кинематических параметров привода

Определяем частоты вращения валов привода:

Определяем крутящие моменты на валах привода:

на ведущем валу привода

на промежуточном валу редуктора

на ведомом валу редуктора

на выходном валу привода

Определение ориентировочно диаметры всех валов привода:

2. Расчёт редуктора

2.1. Выбор материалов для изготовления зубчатых колёс

По таблице 4.4 назначаем для колёс термообработку улучшение:

230…260 НВ850МПа, 550МПа, для шестерни второй ступени – улучшение 260…280 НВ950МПа, 700МПа; зубья шестерни первой ступени- азотирование поверхности 50…59 НRC при твёрдости серцевины 26…30HRC, 1000МПа, 800МПа.При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений при расчете на выносливость

Для второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому, по формуле:

где предел контактной выносливости,определяется по таблице 4.5;

и принимают

Определяем рабочее число циклов напряжений для колеса второй ступени по формуле:

Cрок службы ресурса:

При твёрдости зубьев колеса НВ240 . Так как расчётное число циклов больше базового,то коэффициент долговечности принимаем

Коэффициент безопасности (см. таблицу 4.5) для первой ступени для второй ступени .

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяем по материалу колеса как более слабому

Для колеса первой ступени также

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле:

1,251,25=1,25500=625

Так как

2.3. Определение допускаемых напряжений при действии максимальной нагрузки

Предельные контактные напряжения для колёс обеих ступеней

=2,8

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

Предельные напряжения изгиба для обоих колёс определяем по таблице 4.5: =2,74HB=2,74250=685

для шестерни второй ступени=2,74HB=2,74270=740

для шестерни первой ступени

2.4. Определение допускаемых напряжений изгиба

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба; определяется по таблице 4.5: для колеса обеих ступеней для шестерни первой ступени при азотировании поверхности ступени

коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. В данном случае

Коэффициент долговечности принимаем равным 1.

для всех сталей

Тогда для обоих колёс

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

3. Расчёт второй тихоходной прямозубой пары(u=4).

3.1 Определяем межосевое расстояние и другие параметры:

где

;

Определяемдля симметричного расположения колёс относительно опор (см. рисунки 4.8, 4.9).

Округляем расчётное значение

Находим ширину колеса:=0,3×170=51 мм.

По таблице 4.7 выбираем

Тогда модуль:

По таблице 4.8, согласуясь со стандартом, назначаем модуль

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определим из соотношения

Делительный диаметр шестерни и колеса определяются по формулам:

3.2 Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям:

где определяется по формуле =

Тогда =

Тогда

3.3 Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

где (см. рисунок 4.10) при х=0 находим: для шестерни

Расчёт выполняется по тому из колёс пары,у которого меньше

В нашем случае:

Расчёт выполняем по шестерни.

По графику (см. рисунок 4.9) . По таблице при окружной скорости колеса: =1,33м/с.

Далее=2×27,26/0,68=1,001 кН.

Тогда

3.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам:

Условие прочности соблюдается.

4. Расчёт первой быстроходной прямозубой пары (u=4).

4.1 Определяем межосевое расстояние и другие параметры:

где

;

Определяем для симметричного расположения колёс относительно опор (см. рисунки 4.8, 4.9).

Округляем расчётное значение

Находим ширину колеса:=0,3×115=34,5 мм.

По таблице 4.7 выбираем

Тогда модуль:

По таблице 4.8, согласуясь со стандартом, назначаем модуль

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

Принимаем

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определим из соотношения:

Делительный диаметр шестерни и колеса определяются по формулам:

4.2 Выполняем проверочный расчёт на усталость по контактным напряжениям:

где определяется по формуле =

Hм;

Тогда =
Тогда

4.3 Выполняем проверочный расчёт по напряжениям изгиба:

где (см. рисунок 4.10) при х=0 находим: для шестерни

Расчёт выполняется по тому из колёс пары,у которого меньше

В нашем случае:

Расчёт выполняем по колесу.

По графику (см. рисунок 4.9) . По таблице при окружной скорости колеса: =0,8м/с.

Далее=227,26/0,057=1,67 кН.

Тогда

4.4 Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку по формулам:

Условие прочности соблюдается.

5. Расчёт цепной передачи

Практический расчет цепной передачи сводится к тому, чтобы по заданным параметрам мощности (), частоте вращения () и передаточному отношению () определить шаг цепи () и число зубьев звездочек (), а также межосевое расстояние .

5.1. Выбор цепи:

1Принимаем ;

то

2По соображениям долговечности цепи на практике рекомендуется принимать [30, с. 278].

3 Расчетную мощность , эквивалентную по своему влиянию на долговечность цепи мощности , приложенной в условиях работы базовой передачи, для проектируемой передачи можно определить по условию [30, с. 289]

где – коэффициент эксплуатации, учитывающий влияние различия в условиях работы раачитываемой и типовой передач; определяется по формуле [30, с. 287]

где – коэффициент динамической нагрузки (при нагрузка близка к равномерной); – коэффициент межосевого расстояния или длины цепи ; – коэффициент наклона передачи к горизонту ; – коэффициент способа регулировки натяжения цепи ; – коэффициент смазки и загрязнения передачи ; – коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток; значения коэфициентов и рекомендаций по выбору смазки цепных передач приведены в таблицах 13.2 и 13.3 [30, с. 287-288].

Тогда ;

– коэффициент числа зубьев, определяется по формуле [30, с. 289]:

– коэффициент частоты вращения:

принято, что , а за принимается ближайшая к расчетной частота вращения из ряда: .

Тогда

4 Для принятых и назначаем однорядную цепь типа ПР-31,75-2300-2 по ГОСТ 13568-75 с шагом При этом Убеждаемся, что найденный шаг .

5 Расчетную окружную скорость определяем по формуле:

5.2. Определение кинематических параметров передачи

1 Число звеньев цепи или длина цепи в шагах определяется по формуле:

Округляя до целого числа, принимаем Уточняем значение по формуле [30, с. 278]:

Учитывая рекомендации по уменьшению межосевого расстояния на окончательно принимаем

Диаметры звездочек определяем по формуле:

Тогда

На этом расчет передачи можно закончить. Ниже определены некоторые параметры для того, чтобы подтвердить правильность принятых ранее допущений.

Окружная сила определяется по формуле [30, с. 277]:

Натяжение от центробежных сил [30, с. 282]:

где, по таблице ГОСТа,

Сила предварительного натяжения от массы цепи:

где – длина свободной ветки цепи, приближенно равная межосевому расстоянию; – ускорение свободного падения; – коэффициент провисания, зависящий от расположения привода и стрелы провисания цепи (при горизонтальном расположении);

Обе эти силы малы по сравнению с что оправдывает принятые допущения.

Оценим возможность резонансных колебаний цепи по формуле:

Следовательно, резонанса нет.

6. Расчёт на прочность валов и определение опорных реакций

Выполняем проектный расчёт валов и их опор двухступенчатого цилиндрического редуктора. Материал валов – сталь 45Х, улучшенная, Срок службы – 10000 ч, нагрузка близка к постоянной.

Вал 1:

Вал 2:

Вал 3:

6.1 Определяем силы, действующие в зацеплении редуктора с прямозубыми ступенями

Первая прямозубая пара:

Вторая прямозубая пара:

6.2 Рассчитываем ведущий вал (1)

На вал действуют:

а) в вертикальной плоскости силы и

б) в горизонтальной силы .

в) крутящий момент от муфты до шестерни.

6.2.1 Строим эпюры изгибающих моментов вала 1 в вертикальной плоскости отдельно от сил и

а) определим опорные реакции от силы

(a+c)=0,

(a+b)=0,

Наибольший изгибающий момент будет в сечении вала на опоре А:

б) определяем опорные реакции от силы

(a+b)=0,

+=-5,6.

а) силы ,

действующие

на вал 1 в вер-

тикальнойпло-

скости

б) эпюра изгиба-

ющего момента

в) эпюра изгиба-

ющего момента

г) общая эпюра изгибающих моментов

6.2.2 Строим эпюры изгибающих моментов вала 1 в горизонтальной плоскости от сил

а) определяем опорные реакции от силы

(a+b)=0,

а) сила , дей-

ствующая на вал

в горизонтальной плоскости

б) эпюра изгиба-ющего момента

Находим суммарные реакции в вертикальной и горизонтальной плоскостях в опорах А и В:

Общие реакции:

Опора А:

Опора В:

6.3 Расчёт промежуточного вала(2).

6.3.1 Строим эпюры изгибающих моментов вала 2 в вертикальной плоскости

Определим опорные реакции от силы :

(a+b+c)- =0,

(a+b+c) =0,

Изгибающий момент в месте сечения вала:

а) силы ,

действующие на

вал в вертикальной

плоскости

б) эпюра крутящих

моментов Т₂

в) эпюра изгибаю-

щих моментов

6.3.2 Строим эпюры изгибающих моментов вала 2 в горизонтальной плоскости от действия радиальных сил

(a+b+c)- =0,

=0,

а) силы ,

действующие на

вал в горизонтальной

плоскости

б) эпюра

изгибающих

моментов

=278,846.

6.4 Расчёт ведомого вала(3)

6.4.1 Строим эпюру изгибающих моментов вала 3 в вертикальной плоскости от силы

Определим опорные реакции:

=0,

(a+c)=0,

Изгибающий момент:

а) силы ,

действующие на

вал в вертикальной

плоскости

б) эпюра крутящих

моментов

в) эпюра изгибаю-

щих моментов

6.4.2 Строим эпюру изгибающих моментов вала 3 в горизонтальной плоскости от силы

Определяем опорные реакции:

Проверка:

а) сила , дей-

ствующая на вал

в горизонтальной плоскости

б) эпюра изгиба-ющего момента

6.5Определяем расчётный изгибающий момент в опасном сечении ведомого вала 3.

Расчётный изгибающий момент.

6.6 Для подбора подшипников качения находим суммарные реакции в опорах E и F:

Опора Е:

Опора F:

6.7 Определение запаса прочности валов.

Расчётные диаметры валов редуктора:

По ГОСТ 8338-57 подбираем необходимые диаметры валов:

Определяем коэффициенты прочности s в опасных сечениях валов, или коэффициенты запаса прочности по усталости:

где изгибу (коэффициент запаса по нормальным напряжениям);

(коэффициент запаса по касательным напряжениям).

Определяем пределы выносливости для всех валов:

Определяем максимальные напряжения в опасных сечениях валов (амплитуды переменных составляющих) и постоянные составляющие

Напряжения изгиба:

Напряжение кручения:

6.8Определяем коэффициенты для всех валов

напряжений при изгибе и кручении;

вала 1 для вала 2 для вала 3

корректирующий влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости, зависят от механических характеристик материала:

Для вала 1:

Из-за малого запаса усталостной прочности вала 1 конструктивно уменьшаем его диаметр: :

напряжение изгиба

напряжение кручения

Для вала 2:

Для вала 3:

Из-за большого запаса усталостной прочности вала 3 конструктивно уменьшаем его диаметр: :

напряжение изгиба

напряжение кручения

Принятые диаметры валов:

7. Подбор подшипников качения

Подбор подшипников качения производятся по наиболее нагруженной опоре.

Подбор ПК для всех валов многоступенчатой передачи облегчается составлением таблицы ,в которую заносятся все данные , справочные и расчётные значения. При этом многочисленные коэффициенты и результаты вычислений наглядно воспринимаются и легко сравниваются.

Данные об условиях работы подшипников качения:

n- частота вращения, об/мин;

равная радиальной реакции К наиболее нагруженной опоры;

Справочные данные коэффициентов для заданных условий работы ПК:

частоты вращения подшипника (приложение А.8);

коэффициент долговечности(приложение А.9);

V-коэффициент вращения;

динамический коэффициент(коэффициент безопасности) (см. таб. 7.2);

коэффициент, учитывающий влияние температурного режима работы на долговечность подшипника.

7.1 Сводные данные практического расчёта(подбора)подшипников качения для валов двухступенчатого цилиндрического редуктора.

Сводные данные

Обозначение параметров

Вал редуктора

Ведущий 1

Промежу- точный 2

Ведомый 3

Условие работы ПК

n, об/мин

1500

Справочные коэффициенты для заданных условий рабо-ты ПК

2,46

0,322

1,2

2,46

0,51

1,2

2,46

0,962

1,2

Справочные данные предварительно выбранного ПК

Серия ПК

С, Н

305

22500

11400

307

32000

18000

308

41000

22400

Результаты вычислений

P=(VX+Y)Н

Условие подбора:

Паспортное значение С превышает расчётное

1475

11272

11272<22500

23%

3619

17423

23%

8877

22700

26%