Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Привод к машине

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТА

Кафедра: «Детали машин»

ПРИВОД К МАШИНЕ

Пояснительная записка

ДМ 40-02.00.00 ПЗ

Студент (Никитин Е.В.) Группа АТХ-08-1

Руководитель проекта (Михайлов С.Ю.)

ТЮМЕНЬ 2011г.

Кинематический расчет ПРиВОДА

1) Выбор электродвигателя

Первая ступень: зубчатая передача (закрытая)

η₁= 0,97

Вторая ступень: открытая цепная передача

η₂= 0,92

η_общ= = ,

2) Требуемая мощность электродвигателя

где P₄= 8500 кВт– мощность на выходном валу редуктора

3) Определение требуемого числа оборотов двигателя

где n₄ =40 об/мин – число оборотов на выходном валу редуктора;

U – общее передаточное число привода

1 ступень: закрытая цилиндрическая передача U₁ = 4

2 ступень: открытая цепная передача U₂ = 4

U_общ =4*4 = 16

Выбираю электродвигатель:

4) Ближайшая синхронная частота вращения 750 мин^-1

5) Выбираю электродвигатель 4А160М8У3 с мощностью 11 100 Вт

6) Частота вращения первого вала равна частоте вращения вала электродвигателя n₁ = 730 мин^-1

7) Фактическое общее передаточное число привода

8) Уточняем передаточные числа в ступенях

U₁ = U_ф/U₂ =18,25/4=4,56

U₂ = 4

8) Мощность на валах

P₁ = P_эл.тр =9 856 Вт

P₂ = P₁ * η_муф = 9 856*0,99 =9 757 Вт

P₃ = P₂ * η₁ * η²_подш = 9 757 * 0,97*0,992² =9 314 Вт

P₄ = P₃ * η₂ * η_подш = 9 314 * 0,92*0,992 =8 500 Вт

10) Числа оборотов вращения валов

n₁ = 730 мин^-1

n₂ = n₁/ U₁ = 730/4,56 = 160,09 мин^-1

n₃ = n₂/ U₂ = 160,09/4 = 40,02 мин^-1

n₄ = n₃/ U₃ = 240/4 = 60 мин^-1

11) Угловые скорости вращения валов

12) Крутящие моменты на валах

Полученные данные заносятся в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

параметр № вала	Число оборотов n (об/мин)	Мощность P (кВт)	Угловая скорость ω (с^-1)	Крутящий момент Т (Н·м)
1	730	9,856	76,45	127,63
2	160	9,314	16,75	556
3	40	8,5	4,2	2023,8

расчет ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1.Выбор материалов

Обозначим шестерню и колесо каждой передачи как:

ШБ и КБ – соответственно шестерня и колесо быстроходной ступени

ШТ и КТ – соответственно шестерня и колесо тихоходной ступени

Таблица 2.1.

Материалы зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка материала	Термообработка		σ_в	σ_т
ШБ	Сталь 45Х	Улучшение	250	850	600
КБ	Сталь 45	Нормализация	200	650	340

2.2.Определение допускаемых напряжений

3. Предел контактной выносливости поверхности зубьев s_Hlim.

4. Коэффициент безопасности при расчете на контактную площадь.

S_H1=1,1; S_H2=1,1;

5. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,8; Z_R=0,95.

6. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

Принимаем V=5 м/сек; Z_V=1,0.

9. Допускаемые контактные напряжения [s_H]₁, [s_H]₂

Принимаем s_H =449,085 МПа.

10. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба s_Flim .

11. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F.

Принимаем S_F=1,75.

12. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба Y_R.

Принимаем Y_R=1.

13. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC=0,65.

14. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб принимаем

K_FL1 = 1; K_FL2 = 1;

15. Допускаемые напряжения изгиба [s_F]₁, [s_F]₂

;

16. Предельные допускаемые контактные напряжения при кратковременных перегрузках [s_H]_max1, [s_H]_max2.

17. Предельные допускаемые напряжения изгиба при кратковременных перегрузках [s_F]_max1, [s_F]_max2.

2.3.Определение геометрических параметров зубчатого зацепления

(1 ступень редуктора)

Расчет начинаем с первой ступени, как с более нагруженной.

18. Крутящий момент на выходном валу.

19. Коэффициент ширины зубчатого венца Y_bа, относительно межосевого расстояния. Считаем, что колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому Y_bа=0,5.

20. Коэффициент ширины зубчатого венца Y_bd, относительно диаметра d₁.

21. Коэффициент концентрации нагрузки при расчёте на контактную выносливость К_Н_b =1,08.

22. Вспомогательный коэффициент К_а.

23. Межосевое расстояние a_w.

24. Ширина зубчатого венца b_w1; b_w2.

25. Окружной модуль зубьев m_n.

26. Угол наклона зубьев =10,13°

27. Суммарное число зубьев Z_c

Принимаем Z_c=105;

28. Число зубьев ведущего колеса Z₁.

29. Число зубьев ведомого колеса Z₂.

Z₂=Z_c-Z₁=105-20=85;

30. Фактическое передаточное число U.

Отличается от заданного на 2,4% < 4%

31. Уточнённое значение угла наклона зубьев.

β=10.14°

32. Диаметр делительной окружности ведущего колеса d₁.

33. Диаметр делительной окружности ведомого колеса d₂. _мм

34. Окружная скорость колес v.

35. Степень точности изготовления передачи = 8.

Проверочный расчет на контактную выносливость

<[σ_H].

Коэффициент, учитывающий механические свойства материала

Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей

Коэффициент, учитывающий величину контактной линии

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Коэффициент динамической нагрузки К_HV=1,01

Удельная расчётная окружная сила

Проверочный расчёт на изгибную выносливость

Коэффициент формы зуба Y_F1=3,88, Y_F2=3,62

Коэффициент, учитывающийугол ьнаклона зуба

Y_β=1- .

Коэффициент,учитывающий многогранность зацепления

Коэффициент концентрации нагрузки К_Fβ=1,08

Коэффициент динамической нагрузки К_FV=1,06

Удельная расчётная окружная сила

Проверочный расче на статическую прочность при кратковременных перегрузках

Максимальные контактные напряжения при перегрузке

где Т_П - крутяший момент при кратковременных перегрузках,

Максимальные напряжения изгиба при перегрузках

3 Ориентировочный расчет валов

Вал шестерни (Вал №1).

Диаметр выходного конца вала

где [τ] – допускаемые напряжения кручения, [τ] = 20 МПа [4, по формуле (15.3.)]; Т – крутящий момент на валу, Нм.

Диаметр под подшипники

_{Принимаем}

Длина выходного конца вала

Длина мест под подшипники

где В – ширина подшипника, мм.

Вал колеса (Вал №2).

Диаметр выходного конца вала

Диаметр под подшипники

_{Принимаем}

Диаметр под ступицу

Длина выходного конца вала

Длина мест под подшипники

Длина участка вала под ступицу

4 Ориентировочный выбор подшипников

Для вала шестерни (Вал №1) подбираем подшипники шариковые радиальные 209 по ГОСТ 8338 – 75.

Рисунок 1.

Для вала колеса (Вал №2) подбираем подшипники шариковые радиально-упорные 114 по ГОСТ 8338 – 75. [5, Таблица 7.10.4.]

Подшипники на валах устанавливаются «в распор».

5 Проверочный расчет валов

Вал шестерни (Вал №1).

Допускаемая нагрузка на выходном конце вала

Силы, действующие в зацеплении:

_{Окружная сила.}

Вычисляем реакции и в опорах вала в вертикальной плоскости

Вычисляем реакции и в опорах вала в горизонтальной плоскости

Вычисляем реакции и в опорах вала в плоскости смещения валов

Определяем максимальные реакции в опорах

Определяем изгибающие моменты в характерных точках вала с построением эпюр в вертикальной плоскости

Определяем изгибающие моменты с построением эпюр в плоскости смещения валов

Определяем изгибающие моменты в горизонтальной плоскости с построением эпюр

Проверка опасного сечения вала на прочность

Сечение I-I

Коэффициент концентрации напряжения по изгибу =1,8

Коэффициент концентрации напряжения по кручению =1,4

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

- предел выносливости при изгибе.

- коэффициент снижения выносливости при изгибе.

-коэффициент размера вала

=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

=0.89 – коэффициент влияния качества поверхности

- амплитуда цикла изменений напряжений прочности

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям определяется по формуле

- предел выносливости

- коэффициент снижения предела выносливости вала в рассматриваемом сечении при кручении.

=0.65 – масштабный коэффициент

=0,94 – коэффициент влияния качества поверхности

=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Амплитуды переменных и постоянных составляющих циклов напряжений:

- коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла напряжений.

Изгибающий момент для второго сечения

Амплитуда изменения цикла напряжений изгиба:

Напряжение кручения

=1,6

Расчет вала на статическую прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок

=2,2 -коэффициент перегрузки

-Условие выполняется.
6. Подбор и расчет шпонок.

1. Соединение быстроходного вала редуктора с муфтой.

где d =38 мм - диаметр входного вала , t₁ - глубина врезания шпонки в паз ступицы, , ( h= 8 мм, b = 12 мм – высота и ширина шпонки ); [σ]_см - допустимое напряжение смятия, [σ]_см = 130...150 МПа

<[σ]_см

2. Соединение тихоходного вала редуктора с колесом.

где d_к =80 мм - диаметр входного вала , t₁ - глубина врезания шпонки в паз ступицы, , ( h= 12 мм, b = 20 мм – высота и ширина шпонки ); [σ]_см - допустимое напряжение смятия, [σ]_см = 130...150 МПа

<[σ]_см

3. Соединение тихоходного вала редуктора со звёздочкой.

где d₂ =60 мм - диаметр входного вала , t₁ - глубина врезания шпонки в паз ступицы, , ( h= 10 мм, b = 16 мм – высота и ширина шпонки ); [σ]_см - допустимое напряжение смятия, [σ]_см = 130...150 МПа

<[σ]_см

7. Проверочный расчёт подшипников на заданный ресурс работы.

Входной вал редуктора

Подшипник: 6-209

Обозначение	d	D	B	r	Cr, kH
209	45	85	19	2,0	32

- коэффициент безопасности, зависит от условий эксплуатации

- температурный коэффициент

рабочая температура до 100 ⁰с

вращается внутреннее кольцо подшипника

осевая нагрузка

где -показатель степени = 3 для шарикоподшипников

Проверка подшипников по статической грузоподъемности

_;-эквивалентная статическая нагрузка

- статическая грузоподъемность

т.к. _{, то}

Выходной вал редуктора

Подшипник: 6-114

Обозначение	d	D	B	r	Cr, kH
114	70	110	20	2,0	34,5

- коэффициент безопасности, зависит от условий эксплуатации