Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Кинематический и силовой расчет привода. 2. 2

ВВЕДЕНИЕ

В курсе «Детали машин и основы конструирования» изложены вопросы теории, расчета и конструирования деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

Курсовой проект по деталям машин призван способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

В данном курсовом проекте необходимо разработать привод транспортера приемного бункера загрузчика картофеля ТЗК-30. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

Необходимо произвести выбор электродвигателя, спроектировать цилиндрический одноступенчатый редуктор с косозубыми шестернями, цепную передачу, упругую втулочно-пальцевую муфту, раму привода. Все детали проверяются на прочность.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании указаны вращающий момент на валу барабана и угловая скорость этого вала или же сила тяги и скорость ленты.

Определяем мощность электродвигателя Р

(1.1)

где Т₃ – вращающий момент на выходном вале, Т₃ = 600 Н×м;

w₃ – угловая скорость выходного вала, w₃ = 11,0 рад/с;

h – общий к.п.д. привода.

Определяем общий к.п.д. привода транспортера

, (1.2)

где h_п – к.п.д. цилиндрической косозубой передачи, h_п = 0,98 [1, табл. 1.1];

h_цп – к.п.д. цепной передачи, h_цп = 0,95 [1, табл. 1.1];

h_пп – к.п.д. пары подшипников, h_пп = 0,99 [1, табл. 1.1].

Вт.

Мощность электродвигателя, подбираемого для проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

Принимаем электродвигатель мощностью 7,5 кВт 1000 об/мин 4А132М6, s = 3,2% [1, П1].

Определяем асинхронную частоту вращения вала электродвигателя

, (1.3)

где n_c – синхронная частота вращения вала электродвигателя, n_c = 1000 об/мин;

s – величина магнитного скольжения, s = 0,032.

об/мин.

Определяем общее передаточное отношение привода

, (1.4)

где n₃ – частота вращения выходного вала привода.

Определяем частоту вращения выходного вала привода транспортера

об/мин. (1.5)

Из стандартного ряда принимаем передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи U_п = 4,0.

Определяем передаточное отношение цепной передачи

. (1.6)

Для дальнейшего проектного расчета привода необходимо определить мощность, крутящий момент, частоту вращения и угловую скорость для каждого из валов. Результаты определения этих величин сведены в табл. 1.1.

Таблица 1.1. Параметры привода

№ вала	Р, Вт	Т, Н×м	n, об/мин	w, с^–1
1	7333	72,3	968,0	101,4
2	7043	278,4	242,0	25,3
3	6600	600	105,2	11,0

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ

2.1. Расчет зубчатой цилиндрической передачи

Различают два вида зубчатых передач — закрытые и открытые.

Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев; обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого размеры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.

Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает выкрашивание их от переменных контактных напряжений.

Выбираем материал шестерни и колеса.

Для шестерни выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, s_в = 680 МПа, твердость НВ 230.

Для колеса выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, s_в = 680 МПа, твердость НВ 200.

Определяем допускаемы контактные напряжения

, (2.1)

где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, = 2НВ + 70, МПа [1, табл. 3.2];

К_НL – коэффициент долговечности, K_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1…1,2.

Определяем пределы контактной выносливости для шестерни и колеса

шестерня: МПа;

колесо: МПа.

МПа.

Определяем межосевое расстояние

, (2.2)

где К_а – числовой коэффициент, К_а = 43;

U – передаточное отношение, U = 4,0;

К_H_b – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_H_b = 1,1 [1, табл. 3.1];

y_ba – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию, y_ba = 0,3.

мм.

Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда а = 160 мм.

Определяем нормальный модуль зацепления

(2.3)

Принимаем модуль из стандартного ряда m = 2,0 мм.

Принимаем угол наклона зуба b = 10°.

Определяем число зубьев шестерни

. (2.4)

Принимаем z₁ = 31.

Определяем число зубьев колеса

. (2.5)

Уточняем значение угла наклона зуба

(2.6)

Определяем основные размеры шестерни и колеса

Определяем диаметры делительных окружностей

мм; (2.7)

мм. (2.8)

Определяем диаметры окружностей вершин зубьев

мм; (2.9)

мм. (2.10)

Определяем диаметры окружностей впадин зубьев

мм; (2.11)

мм. (2.12)

Определяем ширину колеса

мм. (2.13)

Определяем ширину шестерни

мм. (2.14)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру

. (2.15)

Определяем окружную скорость колес

м/с. (2.16)

При такой окружной скорости назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес.

Определяем коэффициент нагрузки

, (2.17)

где K_H_a – коэффициент, неравномерность распределения нагрузки по зубьям, K_H_a = 1,09 [1, табл. 3.4];

K_H_b – коэффициент, коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_H_b = 1,03 [1, табл. 3.5];

K_Hv – динамический коэффициент, K_Hv = 1,0.

Проведем проверку по контактным напряжениям

МПа (2.18)

Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого МПа.

Определяем усилия в зацеплении

Н; (2.19)

Н; (2.20)

Н. (2.21)

Проверяем зубья на прочность по напряжения изгиба

, (2.22)

где К_F – коэффициент нагрузки;

y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба;

y_b – коэффициент для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы, что и для прямозубых колес;

K_F_a – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, K_F_a = 0,92.

Определяем коэффициент нагрузки

, (2.23)

где K_F_b – коэффициент концентрации нагрузки, K_F_b = 1,08 [1, табл. 3.7];

K_Fv – коэффициент динамичности, K_Fv = 1,3 [1, табл. 3.8].

Определяем эквивалентное число зубьев

® y_F1 = 3,75 [1];

® y_F2 = 3,60 [1].

Определяем коэффициент компенсации погрешности y_b

. (2.24)

Определяем допускаемые напряжения при изгибе

(2.25)

где – предел выносливости при эквивалентном числе циклов;

[S_F] – коэффициент безопасности.

Определяем предел выносливости при эквивалентном числе циклов [1, табл. 3.9]

МПа; (2.26)

МПа. (2.27)

Определяем коэффициент безопасности

, (2.28)

где – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала, [1, табл. 3.9];

– коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса; для поковок и штамповок = 1,0.

МПа;

МПа.

Определяем для колеса и шестерни

;

На прочность проверяется то зубчатое колесо, у которого это соотношение меньше. В данном случае это колесо 2.

МПа.

Расчетное значение напряжений изгиба меньше допускаемого МПа.

2.2. Расчет цепной передачи

В приводах общего назначения, разрабатываемых в курсовых проектах, цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее распространены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядные (2 ПР).

В данном курсовом проекте следует разработать цепную передачу со следующими параметрами:

P₁ = 7,043 кВт;

Т₁ = 278,4 Н×м;

n₁ = 242 об/мин;

n₂ = 105,2 об/мин;

U = 2,3;

Цепь типа 2 ПР.

Определяем шаг цепи

, (2.29)

где z₁ – число зубьев меньшей звездочки;

[p] – допускаемое давление, приходящееся на единицу опорной поверхности шарнира, принимаем ориентировочно [p] = 16 МПа, [1, табл. 7.18];

m – число рядов цепи, m = 2;

К_э – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи.

Определяем число зубьев меньшей звездочки

. (2.30)

Принимаем z₁ = 26.

Определяем коэффициент К_э

, (2.31)

где – динамический коэффициент, k_д = 1,25 [1];

k_a – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, k_a = 1 [1];

k_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, k_н = 1,0 [1];

k_р – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи, k_р = 1,25 [1];

k_см – коэффициент, учитывающий способ смазки цепи, k_см = 1,4 [1];

k_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы, k_п = 1,25 [1].

мм.

Принимаем t = 31,75 мм [1, табл. 7.18].

Проверяем цепь по допустимой частоте вращения.

об/мин об/мин [1, табл. 7.17].

Проверяем цепь по давлению в шарнире.

Определяем допускаемое давление в шарнире

МПа. (2.32)

Определяем расчетное давление в шарнире цепи

, (2.33)

где F_t – окружная сила;

А_оп – проекция опорной поверхности шарнира, А_оп = 524 мм², [1, табл. 7.16].

Определяем окружную силу

, (2.34)

где v – окружная скорость шарнира цепи.

Определяем окружную скорость шарнира цепи

м/с.

Н.

МПа МПа.

Определяем число звеньев цепи

, (2.35)

где ;

;

Определяем число зубьев ведомой звездочки

(2.36)

Принимаем z₂ = 60.

Принимаем L_t = 124.

Уточняем межосевое расстояние

(2.37)

Для свободного провисания цепи необходимо предусмотреть возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%

мм (2.38)

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

мм, (2.39)

мм. (2.40)

Определяем наружные диаметры звездочек

, (2.41)

, (2.42)

где d – диаметр ролика цепи, d = 19,05 мм, [1, табл. 7.16].

мм,

мм.

Определяем силы, действующие на цепь

F_t = 2618 Н;

, (2.43)

где q – вес 1 м цепи, q = 7,3 кг/м, [1, табл. 7.16].

Н.

, (2.44)

где k_f – коэффициент, учитывающий расположение цепи, k_f = 1,5 [1].

Н.

Определяем нагрузку на вал от цепной передачи

Н. (2.45)

Определяем коэффициент запаса прочности

, (2.46)

где Q – разрушающая нагрузка, Q = 177000 Н, [1, табл. 1.16],

k_д – динамический коэффициент, k_д = 1,25, [1].

[1, табл. 7.19].

Рассчитанное значение коэффициента запаса прочности больше допускаемого, что позволяет считать цепную передачу надежной и долговечной.

3. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ВАЛОВ

В процессе эксплуатации валы передач испытывают деформации от действия внешних сил, масс самих валов и насаженных на них деталей. Однако в типовых передачах, разрабатываемых в курсовых проектах, массы валов и деталей, насаженных на них, сравнительно невелики, поэтому их влиянием обычно пренебрегают, ограничиваясь анализом и учетом внешних сил, возникающих в процессе работы.

Проектирование вала начинают с определения диаметра выходного конца его из расчета на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба.

3.1. Расчет ведущего вала редуктора

Ориентировочный расчет вала

Определяем диаметр входного конца вала

, (3.1)

где Т₁ – крутящий момент на валу, Т₁ = 72,3 Н×м;

[t]_кр – допускаемое напряжение на кручение, [t]_кр = 20 МПа [1].

мм.

Так как ведущий вал редуктора соединяется с валом электродвигателя через втулочно-пальцевую муфту ГОСТ 21424-75, то принимаем d_в = 32 мм – стандартным для этой муфты. Длина ступицы муфты h = 38 мм [2, табл. 33]. Для соединения вала с муфтой принимаем призматическую шпонку 10 х 8 х 36 ГОСТ 23360-78.

Для упрощения монтажа деталей вал проектируется ступенчатым (рис. 3.1).

Рис. 3.1. Эскиз ведущего вала.

Диаметр вала под уплотнение примем равным диаметру выходного конца вала, с целью дальнейшего принятия подшипника меньшего типоразмера, а следовательно уменьшения габаритов и металлоемкости редуктора.

мм. (3.2)

В качестве уплотнения принимаем резиновую армированную манжету по ГОСТ 8752-79. Принимаем длину вала под уплотнение h₁ = 20 мм.

Определяем диаметр вала под подшипник

мм. (3.3)

Предварительно принимаем радиальный однорядный подшипник 207 ГОСТ 8338-75 с шириной колец В = 17 мм. Принимаем ширину опоры W = 30 мм.

Определяем диаметр вала под шестерню

мм. (3.4)

Для соединения вала с шестерней принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 23360-78 с размерами 12х8х50. Глубина паза в шестерне t₂ = 3,3 мм

Определяем расстояние между окружностью впадин зубьев шестерни и пазом под шпонку

мм < мм. (3.5)

В данном случае проектируется вал-шестерня.

Установим длины участков валов

Определяем длину входного конца вала

Кинематический и силовой расчет привода. 2. 2 📙 Курсовая → 🆔 102692