Проектирование механического привода

Министерство образования  и науки РФ

«Сибирская государственная автомобильно-дорожная академия (СибАДИ)»

Нижневартовский филиал

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Проектирование механического  привода

 

 

 

Пояснительная записка

к курсовому проекту  по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ДМ ___-___.00.00 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Нижневартовск 2013 

СОДЕРЖАНИЕ

 

Задание 3

Введение 4

1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя 5

2 Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность 7

3 Расчет вала на статистическую прочность и выносливость 15

4 Выбор подшипников качения 20

5 Выбор шпонок и проверочный расчет их на прочность 21

6 Выбор стандартной муфты 21

Литература 22

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Редукторы широко применяются  в разных отраслях промышленности. Это объясняется тем, что они могут передавать в широком диапазоне крутящие моменты, обеспечивать необходимые передаточные числа, редукторы обладают высоким коэффициентом полезного действия, не сложностью конструкции, удобством монтажа и демонтажа. Редукторы широко используются в среднем, в тяжелом машиностроении, для приводов рабочих клетей прокатных станов, вращающихся печей, шаровых мельниц и других машин.

 

 

 

 

 

 

 

 

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ привода и выбор электроДВИГАТЕЛЯ

 

1.1 Определение частоты вращения тихоходного вала

n₂ = 9,55∙ω₂

n₂ = 9,55∙ 38 =362.9 об/мин

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р_тр.э = Р₂/h_пр,

где h_пр – к.п.д. привода

h_пр = h_пер × h²_п.к. × h_м,

где h_пер – к.п.д. передачи, h _п.к. – к.п.д. одной пары подшипников качения,  
h _м – к.п.д. муфты.

Примем:

h_{зуб.цил.} = 0,97

h_п.к. = 0,995

h_м = 0,98

h_пр = 0,97 × 0,995² × 0,98 = 0,94;

Р_тр.э =7.8/0,94 =8.3 кВт.

1.3 Предварительное определение частоты вращения вала электродвигателя

n¢₁ = n¢_э = n₂×u¢,

где u¢ – предварительное значение передаточного числа редуктора

Примем  u_{зуб. цил.} = 4

n¢₁ = n¢_э = 362.9×4 =1451.6 об/мин.

1.4 Выбор электродвигателя

Условие выбора:

Р_э ³ Р_тр.э;

n_э » n¢_э.

Согласно условию выбираем электродвигатель марки 4А132М4  ,     n_э=n₁=1440 об/мин, Р_э =11кВт.

1.5 Определение фактического значения придаточного числа редуктора

u = n_э/ n₂;

u = 1440/ 362.9 =4  .

1.6 Определение мощности на быстроходном валу

Р₁ = Р₂/(h_{зуб.цил.}×h²_п.к.)

Р₁ = 7.8/(0,97×0,995²) =8.1 кВт.

1.7 Определение крутящих моментов на валах редуктора

Т₁ = 9550×Р₁/ n₁;

Т₂ = 9550×Р₂/ n₂;

Т₁ = 9550×8.1/ 1440 =53.7 Н×м;

Т₂ = 9550×7.8/362.9 =205.2Н×м.

Полученные данные сведем в таблицу

Таблица 1

№ вала	Мощность, кВт	Частота вращения, об/мин	Крутящий момент, Н×м
1	Р1 =8.1	n1 =1440	Т1 =53.7
2	Р2 =7.8	n2 =362.9	Т2 =205.2
Передаточное число u =4

 

2 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ НА ПРОЧНОСТЬ

 

2.1 Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки

Принимаем для зубчатого колеса материал Ст 40ХН , термообработка улучшение с твердостью260 НВ, для шестерни принимаем материал Ст40ХН с термообработкой улучшение , твердость 290НВ.

 

2.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

,

где – предел контактной выносливости поверхности зубьев, – коэффициент безопасности, – коэффициент долговечности.

Для стали Ст40 с термообработкой улучшение принимаем  , 2*НВ+70 МПа, .

Для стали Ст40 с термообработкой  улучшение принимаем

 

1.1 , 2*НВ+70 МПа, .

 

Тогда допускаемые контактные напряжения:

МПа; МПа.

 

Для косозубой передачи в качестве допускаемого контактного напряжения принимают условное допускаемое контактное напряжение, вычисляемое по формуле:

МПа.

 

Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяется по формуле:

,

где – предел выносливости зубьев при изгибе, – коэффициент безопасности, – коэффициент долговечности.

Для стали Ст40ХН с термообработкой улучшение принимаем

1.75 , 650 МПа, .

Для стали Cт40ХН с термообработкой улучшение   принимаем 1.75, 520  МПа, .

Тогда допускаемые напряжения изгиба будут равны:

 МПа;

МПа.

2.3 Предварительный выбор угла наклона зубьев

Принимаем β =8 º.

2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колес

По таблице 4 при симметричном расположении зубчатого колеса относительно опор и при твердости поверхностей зубьев  1НВ принимаем 1.2

2.5 Проектировочный расчет на контактную выносливость

2.5.1 Предварительное значение начального диаметра шестерни

,

где К_d – вспомогательный коэффициент, равный 675  МПа^1/3 для    передач, Т₁ – крутящий момент на валу шестерни, 1,08

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине  венца.

мм.

 

2.5.2 Нормальный модуль зубьев

мм.

Из стандартного ряда по ГОСТ 9563-60 примем m = 1,5.

2.5.3 Межосевое расстояние передачи

;

мм.

2.5.4 Суммарное число зубьев

;

.

2.5.5 Число зубьев шестерни и колеса

;

.

2.5.6 Фактическое значение передаточного числа

.

2.5.7 Действительный угол наклона зубьев

º.

2.5.8 Начальные диаметры зубчатых колес

39 мм;

 160 мм.

При этом должно выполняться  условие:

мм.

Условие выполнено.

Т.к. передача без смещения, начальные и делительные окружности совпадают, т.е.

2.5.9 Диаметры вершин  зубьев

мм;

мм.

2.5.10 Диаметры впадин  зубьев

мм;

мм.

2.5.11 Рабочая ширина  зубчатого венца

Рабочая ширина зубчатого  венца равна ширине венца колеса, т.е.

;

= 46,8 ≈ 47 мм.

Ширина венца шестерни:

мм;

52 мм;

2.6 Определение окружной скорости зубчатых колес

м/с.

2.7 Выбор степени точности зубчатых колес

В зависимости от окружной скорости по таблице 6 выбираем 8 степень точности.

2.8 Проверочные расчеты зубчатой передачи

2.8.1 Расчет на контактную выносливость

Формула проверочного расчета

.

Коэффициент, учитывающий  форму сопряженных зубьев

  .

Коэффициент, учитывающий  механический свойства материалов сопряженных зубчатых колес

Коэффициент торцового  перекрытия

;

1,71

Коэффициент, учитывающий  суммарную длину контактных линий

1/1,71=0,76

Окружная сила в зацеплении

;

Н.

Коэффициент, учитывающий  влияние вида зубчатой передачи, по таблице 7

0,002 .

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, по таблице 8

100.

Удельная окружная динамическая сила

;

0,002*100*3,9* 4,5=3,51Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки по ширине венца

1,08

Удельная расчетная  окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

;

2864/46,8*1,08=190,7Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

  .

Удельная расчетная  окружная сила

;

 238/46,8*1,08*454,87=2498,28 Н/мм.

 

Действительное контактное напряжение

479,5МПа.

2.8.2 Расчет на выносливость по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа  зубьев

                              26 / 0,97 = 26,8 ;

                              106 / 0,97 = 109,27.

 

        

 

                               Коэффициенты формы зуба

3,9 ;

3,6 .

Находим соотношения

;

.

Делаем вывод, что слабым звеном по напряжениям изгиба является     косозубой , для которого(ой) и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Условие прочности зуба шестерни (колеса) по напряжениям изгиба

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

.

Коэффициент, учитывающий  распределение нагрузки по ширине венца

1,15.

Коэффициент, учитывающий  вид зубчатой передачи

0,006 .

Удельная окружная динамическая сила

;

0,006*73*3,9*1,44= 2,45 Н/мм.

 

 

 

 

 

Удельная расчетная  окружная сила в зоне её наибольшей концентрации

 

2864/46,8*1,15 = 70,36 Н/мм.

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении

.

Удельная расчетная окружная сила

;

(2864/46,8)*1,15*1,052 = 74,03 Н/мм.

 

Действительное напряжение изгиба

3,6*0,095*  = 16,88 ≤ 297,1 МПа.

 

Проверочные расчеты  показали, что контактная и изгибная прочность соблюдаются.

2.9 Определение усилий в зацеплении

- окружная сила

 2864 Н;

- радиальная сила

1041,45 Н;

- осевая сила

2864 *0,14 = 400,96 Н.

 

3 РАСЧЕТ ВАЛА НА СТАТИСТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ И ВЫНОСЛИВОСТЬ

 

3.1 Расчет вала на статическую прочность

Определяем реакции  в опорах и изгибающие моменты, действующие  в основных сечениях вала.

а) горизонтальная плоскость

Определяем опорные  реакции от окружных сил:

1432 Н.

Изгибающий момент в опасном сечении:

1432 ∙ 6 = 8592 Н∙м.

б) вертикальная плоскость

Определяем опорные  реакции от радикальных и осевых сил:

ΣМ_В = 0;  Н;

l = bw1+2a+2a1 = 52+24+8 = 84мм

ΣМ_А = 0;  138,9 Н

 

Изгибающие моменты в опасном сечении:

                            138,9*0,042  = 5,83 Н∙м;

 

 902,6*0,042 =37,9 Н∙м;

 

По полученным значениям строим эпюры изгибающих моментов.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

 Н∙м.

Определяем приведенный  момент в опасном сечении:

 Н∙м.

Выбор материала вала и допускаемых напряжений.

Принимаем сталь 5 с термообработкой нормализация. Из табл. 2 допускаемое напряжение изгиба 55 МПа, предел прочности 570 МПа.

Диаметр вала в опасном сечении:

 мм.

Учитывая ослабление вала в рассчитываемом сечении шпоночным пазом, увеличиваем диаметр на 5%. Тогда d_оп =35,28 мм.

По стандартному ряду принимаем d_оп =38 мм.

Диаметр цапфы вала определяется из соотношения:

мм.

3.2 Расчет вала на выносливость

Определяем коэффициент  запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям.

Предел выносливости материала вала при изгибе с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принять:

= 0,43▪ 570 = 245,1 МПа.

Эффективный коэффициент  концентрации напряжения для валов со шпоночной канавкой 1,76 .

Масштабный фактор 0,85 .

Амплитуда колебаний  цикла при изгибе:

;

мм³;

 (38,34/2259,4)*1000 = 16,7 МПа.

Коэффициент приведения 0,05  .

 

Среднее напряжение цикла  при изгибе при действии осевой нагрузки:

    

Запас прочности по нормальным напряжениям от изгиба:

      

Предел выносливости материала вала при кручении с симметричным циклом без концентрации напряжений можно принять:

0,58*245,1 = 142,1 МПа.

Эффективный коэффициент  концентрации напряжений при кручении для валов со шпоночной канавкой  1,54 .

Масштабный фактор для  напряжения кручения  0,85 .

Амплитуда и среднее  напряжение цикла напряжения кручения:

,

где W_кр – момент сопротивления рассчитываемого сечения при кручении

        

мм³.

Следовательно, амплитуда и среднее напряжение цикла напряжения кручения:

МПа.

2симметричному  0 .

Запас прочности по касательным напряжениям от кручения:

.

Определяем общий коэффициент  запаса усталостной прочности при действии изгибающего и крутящего моментов в сечении вала:

.

Следовательно, запас усталостной прочности нормальный.

 

4 ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

 

4.1 Определение внешних нагрузок, действующих на подшипник

Суммарная радиальная нагрузка на подшипник А:    

Н;

    Суммарная радиальная нагрузка на подшипник В:

  1438,72 Н;

4.2 Выбор типа подшипника

Отношение внешней осевой нагрузки к радиальной наиболее нагруженного подшипника > 0,25

Так как осевая нагрузка на подшипник значительна, необходимо применить радиально-упорные подшипники. В соответствии с рекомендациями примем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные.

 

4.3 Предварительный выбор  типоразмера подшипника

Учитывая диаметр цапфы  вала 35 мм, выбираем из справочника подшипник шариковый радиально-упорный однорядный легкой серии

№46307, у которого d=35  мм , D= 80  мм, B=  17  мм, C=   42,6 кН,

C0 = 24,7 кН, угол контакта α = 26°.

4.4 Определение требуемой  долговечности подшипника

   

4.5 Определение расчетной долговечности выбранного подшипника

Динамическая эквивалентная  нагрузка:

, где – соответственно радиальная и осевая нагрузки на подшипник; V – коэффициент вращения колец относительно вектора нагрузки, равный 1 при вращении внутреннего кольца; К_Б – динамический коэффициент, 
К_Б =  2 ; К_Т – температурный коэффициент, равный 1; Х и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок.

При угле контакта α = 26°  безразмерная величина е, характеризующая отношения радиальной и осевой нагрузок подшипника е = 0,68 .

Осевые составляющие от действия радиальных нагрузок:

S₁ = e · F´_rA =0,68 · 1692,72 =1151,04 H

S₂ = e · F´_rB =0,68 · 1438,72 = 987,32 H

Т.к. S₁   ≥   S₂ и  Fa≥0 , то осевая нагрузка:

для подшипника 1

F´_а1 = S₁ =1151.04 H

для подшипника 2

F´_а2 = S₁₊ F_а =1151.04+400.96=1552H

Все дальнейшие расчеты ведем для наиболее нагруженного подшипника.

Определяем  соотношение  =1552/1438,72=1,07

Значит по табл. 3, X =  1 ; Y = 0 Эквивалентная динамическая нагрузка

(1*1*1438,72+0*1552)*2*1=2877,44 Н.

Расчетная долговечность  выбранного подшипника:

ч.

, подшипник № 46307 подходит.

 

 

 

5 ВЫБОР ШПОНОК И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ

 

Выбираем шпонку по ГОСТ 23360 – 78. Размеры шпонок приведены  в пособии [4].

d =  44 мм, t₂ = 3.3, t₁ = 5 мм, b = 12  мм, h = 8 мм, l = 28 мм.

Производим расчет шпонки на смятие

,

где Т – крутящий момент, d – диаметр вала, l_р – рабочая длинна шпонки, – допускаемое напряжение смятия, принимаемое при стальной ступице 100…120 МПа.

.

Проверочный расчет показал, что допускаемое напряжение смятия соблюдается.

 

6 Выбор стандартной муфты

 

Посредством муфт, в приводах чаще всего осуществляют соединение вала двигателя с входным валом редуктора, редуктор и исполнительного механизма. Основные типы муфт стандартизированы.

Выбираем, муфту упругую  втулочно-пальцевую ____-___-1.1  
ГОСТ 21424-93.

Т_Р = К_Р ∙ Т ≤ [Т],

где Т_Р – расчетный крутящий момент; Т – номинальный крутящий момент вала, на котором устанавливается муфта; [Т] – допускаемый крутящий момент вала, на передачу которого рассчитана муфта; К_Р – расчетный коэффициент, учитывающий условия эксплуатации (табл. 1).

Т_Р = 1,5 ∙ 53,7 = 80,5 ≤ [205,2],

 

 

 

 

 

ЛИТЕРАТУРА

 

1. Кинематический расчет привода. Методические указания. / Сост.: П.Д.Кашников. – Омск:  СибАДИ,  1986.-24с.

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач на прочность. Методические указания. / Сост.: В.Н.Никитин. – Омск: СибАДИ, 2004.-27с.

3. Расчет валов на прочность и жесткость. Методические указания. / Сост.: В.Н.Никитин. – Омск: СибАДИ, 2003.-37с.

4. Выбор подшипников качения. Методические указания. / Сост.: В.Н.Никитин. – Омск:  СибАДИ, 1984.-21с.

5.  Проектирование механических передач: Учебно справочное пособие для ВТУЗов / С.А. Чернавский – 6-е изд. перераб. и доп. – М.: «Альянс», 2008.

6. Курсовой проект по дисциплине «детали машин и основы конструирования». Методические указания. / Сост.: В.Н. Никитин – Омск:  СибАДИ,  2008.

7. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие./ П. Ф. Дунаев.  – издательский центр «Академия», 2003 год. 

8. Детали машин: Атлас конструкций./ Под ред. Д.Н.Решетова. – М.: Машиностроение. 1979-367с.