Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Кинематический расчет привода. 2

ВВЕДЕНИЕ

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

В данной работе нам необходимо будет спроектировать цилиндрический двухступенчатый редуктор, а так же привод ленточного транспортера. Особенностью разрабатываемого редуктора является то, что редуктор соосный.

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Подбор электродвигателя [2, стр.5]:

Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) Р_в определяют по формуле:

Тогда требуемая мощность электродвигателя:

где η_общ – коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Определяем КПД привода [2,стр.5]:

h =h_м·h²_з×h⁴_п,

h_м - КПД муфты

h_з -КПД зубчатой передачи

h_п - КПД подшипников

Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя:

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ([2], cтр. 5)

Частота вращения приводного вала, мин^-1 [2, c. 5]:

u_т = 4,3 ; u_б =4,4

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

По табл. 24.9 [1] подбираем электродвигатель с требуемой мощностью Р_э.тр = 2,386 Вт и частотой вращения ротора n’_дв = 611,034 мин^-1. Указанным условиям удовлетворяет двигатель серии : 4А112М8 с мощностью P = 3,0 кВт, асинхронной (номинальной) частотой вращения n = 750 мин^-1.

1.2 Определение передаточных чисел привода [2,стр. 6].

После окончательного определения частоты вращения вала двигателя определяют общее передаточное число привода.

Передаточное число редуктора равно общему передаточному числу привода,

т.к. отсутствует ременная и цепная передачи.

U_ред=U_общ=23,2

Для двухступенчатого соосного редуктора[2,стр.7]

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода[2, стр.8]

Вращающий момент на валу электродвигателя:

Т.к. отсутствует ременная и цепная передачи, то

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени

(вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого соосного редуктора):

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Вращающий момент на приводном валу, Н·м:

;

Момент на валу колеса тихоходной ступени:

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени

(на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений

2.1 Выбор материала:

По заданной термообработке выбираем марки сталей [2,стр.8]

Марка стали шестерни а, колеса b и колеса d: 45

Марка стали шестерни с: 40Х

2.2 Допускаемые контактные напряжения:

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются:

- предел выносливости для углеродистых и легированных сталей, определяется по таблице [2,стр. 9, таблица 5]

=2НВср+70МПа=641МПА

=2НВср+70МПа=570МПа

= 17НRСср+200МПа= 295МПА

=2НВср+70МПа= 570 МПа

Величина Zн – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи:

, где Nнlim – базовое число циклов, определяется в зависимости от средней твердости поверхности зубьев по таблице [2, стр.9, таблица 6]

Nнlim_a=23млн. Nнlim_c=74млн.

Nнlim_b=23млн. Nнlim_d=74млн.

Величина Nk- расчетное число циклов перемены напряжений за весь срок службы: Nk=60·n·n_з·L_h, где n – частота вращения мин^-1 , n_з- число зацеплений зуба шестерни или колеса за один оборот (n_з=1), L_h =20000– ресурс передачи:

Nk_a=847 млн Nk_c=124,4 млн

Nk_b=124,4 млн Nk_d=163 млн

Sн – минимальный коэффициент запаса прочности[2,стр.10];

Sн_a=1,1 Sн_c=1,2(при поверхностной закалки)

Sн_b=1,1 Sн_d=1,1

Z_R=0,9-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

Z_V=1-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба[2,стр. 10]:

, где

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего прилож-

ения нагрузки, Y_A=1(при одностороннем приложении нагрузки)

S_F- коэффициент запаса прочности , S_F=1,7

Y_N-коэффициент долговечности(N_Flim=4*10^6):

Y_Nа=1, т.к. Nк_a>N_{Flim a}

Y_Nb=1, т.к. Nк_b>N_{Flim b}

Y_Nc=1, т.к. Nк_c>N_{Flim c}

Y_Nd=1, т.к. Nк_d>N_{Flim
d}

=1,75 НВср=294МПа

=1,75 НВср=437,5МПа

=650МПа

=1,75 НВср=353МПа

3.Расчёт цилиндрических зубчатых передач

3.1 Зубчатое зацепление [1, стр.16]:

3.1.1 Предварительное значение межосевого расстояния.

,[1] где К- коэффициент, выбираемый в зависимости от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса, К=10

В скобках будем считать со знаком «+», так как имеем передачу с внешним зацеплением. U – передаточное число.

К₁=8 , К₂=10

u₁=4,2 , u₂=5,2

T_T/x=157,2 H*м , T_б/x=31,2 Н·м

3.1.2 Окружная скорость

Степень точности – 9

3.1.3 Уточненное межосевое расстояние

, где

К_а=410-для косозубых колёс

Ψ_ba=0,315-коэффициент ширины

К_Н-коэффициент нагрузки, при расчете на контактную прочность,

К_{Нν т/x}=1,02; К_{Нν
б/x}=1,06 - коэффициент, учитывающий динамику нагружения

К_Нβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий(-в начальный период работы, зависит от

Ψ_bd=0,5* Ψ_ba(U+1)

Ψ_{bd б/x}=1; Ψ_{bd
т/x}=0,8 по таблице[1,стр.18, табл.2,7] находим

_б/x=1,07 ; _т/x=1,08

, K_{Hw б/x}=0,28; K_{Hw
T/x}=0,63

K_Hw- коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

A=0,25, ст. точности 9

Принимаем a_w=280 мм, т.к. по условию выпуск мелкосерийный, а следовательно округляем до ближайшего значения [1,стр.20].

3.1.4 Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр колеса:

Ширина колеса:

3.1.5 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль:

Минимальное значение определяют из условия прочности:

К_m=2800-для косозубых передач, []=237,353МПа

К_F- коэффициент нагрузки, при расчете по напряжениям изгиба,

К_Fν- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения[1,стр.20].

К_{Fν т/x}=1,04 К_{Fν
б/x}=1,04

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца.

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Принимаем, m_б=2 мм

m_T=3мм

3.1.6 Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:

Суммарное число зубьев:

Действительное значение угла наклона зуба:

3.1.7 Число зубьев шестерни и колеса:

- для шестерни

Коэффициент смещения Х=0

- для колеса

3.1.8 Фактическое передаточное число

3.1.9 Диаметры колёс

- шестерни

- колеса внешнего зацепления

3.1.10 Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления

Для шестерни:

где

Для колеса:

3.1.11 Проверка зубьев колёс по контактным напряжениям

, где

-для косозубых колёс

Для тихоходной ступени:

принимаем принятые параметры передачи за окончательные.

Для быстроходной ступени:

принимаем принятые параметры передачи за окончательные.

3.1.13 Силы в зацеплении

Окружная сила

;

Радиальная сила

, где α=20⁰,tgα=0,364

Осевая сила

Б/X:

T/X:

3.1.14 Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

, где

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев,

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

- в зубьях шестерни

- в зубьях колеса:

Y_FS=3,7

Y_FS=3,59

4.Расчёт валов

Диаметр валов определяют по формуле[2,стр.12]:

Быстроходный вал:

- где Т – крутящий момент на соответствующем валу в Нм;

Тихоходный вал:

- где Т – крутящий момент на соответствующем валу в Нм;

Промежуточный вал:

- где Т – крутящий момент на соответствующем валу в Нм;

5.Подбор подшипников[1,стр.105].

5.1 Выбор подшипников для быстроходного вала:

Исходные данные:

t_å =20000 ч; c =73 мм;

F_t = 693H;

F_r = 254 H; Ма= F_а·d/2=83·90/2=3735 Н·м

F_a = 83 H;

a = 65 мм;

b = 66 мм;

Вертикальная плоскость:

åM_А = 0;

åM_В = 0;

Горизонтальная плоскость:

åMа = 0;

åM_В = 0;

Определяем общую радиальную нагрузку:

0,47

Для опор предварительно подбираем подшипники шариковые радиально-упорные однорядные ГОСТ 831-75.Из табл. 24.15 [1] для принятых подшипников находим:

С_r = 14,8 кH; С_0r = 7,64 кH.

Принимаем коэффициент вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника.

[1,стр. 104]

S₁=e’·F_R1=0,68·235,7=160,276 H

S₂=e’·F_R2=0,68·705,3=479,604 H

Fa1+Fa=Fa2

Fa1=S1=160,276

Fa2=160,276+256,2=416,476<S2

Fa2=S2=479,604H

Fa1=Fa2-Fa=479,604-256,2=233,404 Н; Fa1>S1

Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.

Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиально-упорных)

Определим расчетный ресурс подшипника:

Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 46204 ГОСТ 831-75 пригодны.

5.1.1. Эпюра быстроходного вала

Схема сил, действующих на вал

Построение эпюры изгибающих моментов

Момент M_y в плоскости yoz.

Участок I: M_yI = (0…a)∙10^-3∙R_1y;

M_yI = (0…133)∙10^-3∙(-46,46) = 0…-6,17 Н∙м.

Участок II: M_yII = (a…a+b)∙10^-3∙R_1y + (0…b)∙10^-3∙F_r;

M_yII = (133…161)∙10^-3∙(-46,46)+(0…28)∙10^-3∙(387,305) = -6,17…3,36 Н∙м.

Участок III: M_yIII= (a+b…a+b+c) ∙10^-3 R_1y+(b…b+c) 10^-3∙F_r+(0…c) 10^-3∙F_2y;

M_yIII= (161…206) ∙10^-3 (-46,46)+(28…73) 10^-3∙387,305+(0…45) 10^-3∙

·(-340.85)=3,36…3,36 H·м

Момент M_z в плоскости xoz.

Участок I: M_xI = (0…a)∙10^-3∙R_1x;

M_xI = (0…133)∙10^-3∙(-231,079) = 0…-30,7 Н∙м.

Участок II: M_xII = (a…a+b)∙10^-3∙R_1x + (0…b)∙10^-3∙F_t;

M_xII = (133…28)∙10^-3∙(-231,079) – (0…28)∙10^-3∙1032,73 = -30,7…22,44 Н∙м.

Участок III: M_xIII = (a+b…a+b+c)∙10^-3∙ R₁₊(b…b+c)∙10^-3∙F_t+(0…c) ∙10^-3∙ R₂

M_xIII = (161…206)∙10^-3∙ (-231,079)₊(28…73)∙10^-3∙1032,73+(0…45) ∙10^-3∙

·(-340,85)=22,4…0 H·м

По эпюре изгибающих моментов определяем два опасных сечения:

Опасное сечение 1 (ОС 1) – участок вала под шестеренкой;

Опасное сечение 2 (ОС 2) – участок вала под подшипником.

5.2 Выбор подшипников для промежуточного вала:

Исходные данные:

t_å = 20000 ч;

F_t1 = 693 H a = 67 мм;

F_a1 = 83 H b = 160 мм;

F_r1 = 254 H c = 67 мм;

F_t2 = 2966 H;

F_r2 = 1088 H; Ма1= F_а·d/2=83·470/2=19505 Н·м

F_a2 = 375 H; Ма2= F_а·d/2=375·106/2=19875 Н·м

Вертикальная плоскость:

åM_А = 0;

åM_В = 0;

Горизонтальная плоскость:

åMа = 0;

åM_В = 0;

Определяем общую радиальную нагрузку:

С_r = 16,7 кH; С_0r = 9,1 кH.

Принимаем коэффициент вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника. [1,стр. 104]

S₁=e’·F_R1=0,5·4774,9=2387,45 H

S₂=e’·F_R2=0,46·3390,99=1559,855 H

Fa=Fa2-Fa1

Fa=1936,5-256,2=1680,3Н

Fa1+Fa=Fa2

Fa1=S1=2387,45

Fa2=1680,3+2387,45=4067,45>S2

по таблице [1, стр.104]находим

Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.

Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиально-упорных):

Определим расчетный ресурс подшипника:

Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 46305 ГОСТ 831-75 пригодны.

5.3 Выбор подшипников для тихоходного вала:

Исходные данные:

t_å = 20000 ч; c = 69 мм;

F_t = 2966 H;

F_r = 1088 H; Ма= F_а·d/2=375·454/2=85125 Н·м

F_a = 375 H;

a = 123 мм;

b = 67 мм;

Вертикальная плоскость:

åM_А = 0;

åM_В = 0;

Горизонтальная плоскость:

åMа = 0;

åM_В = 0;

Определяем общую радиальную нагрузку:

Для опор предварительно подбираем подшипники шариковые радиальные однорядные ГОСТ 831-75.Из табл. 24.15 [1] d_п =55 мм, для принятых подшипников находим:

С_r = 58,4 кH; С_0r = 34,2 кH.

Принимаем коэффициент вращения кольца V = 1, так как вращается внутреннее кольцо подшипника. [1,стр. 104]

S₁=e’·F_R1=0,751·3879,031=2913,377 H

S₂=e’·F_R2=0,751·3798,13=2852,39 H

Fa1=Fa+Fa2

Fa1=S1=2913,377

Fa2=Fa1-Fa=2913,377-1936,52=976,857<S2

Fa2=S2=2852,392 H

Fa1=Fa2+Fa=2852,39+1936,52=4788,91 Н; Fa1>S1

; по табл. [1,стр.104] x = 0,45;y=1,81

Сравниваем отношение Fa1/V·Fr1 с коэффициентом е и окончательно принимаем значения коэффициентов x и y.

Вычисляем динамическую нагрузку (для шариковых радиальных однорядных)

Определим расчетный ресурс подшипника:

Так как условие расчетного ресурса выполняется, оно больше требуемого, то подшипники 36211 ГОСТ 8338-75 пригодны.

6.Расчет основных размеров корпусных деталей и крышек

6.1Толщина стенки d корпуса редуктора [2,стр. 18]:

;

Принимаем d = 7мм.

Зазор между поверхностью колес и внутренней поверхностью корпуса [1,стр.45]:

где L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.

Принимаем а = 12 мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью колеса [1]:

Диаметр d (мм) винтов крепления крышки принимают в зависимости от вращающего момента T (Н∙м) на выходном валу редуктора [1,стр.264]:

Принимаем винты М10,М8. Диаметр штифтов, осуществляющих фиксирование крышки относительно корпуса редуктора, вычисляется по формуле [1,стр.266]:

Принимаем d_шт = 8 мм.

Примем для подшипников промежуточного и выходного вала закладные крышки, размеры крышек принимаем по рекомендациям из [1,стр.148], а для быстроходного вала примем накладные крышки.

Остальные размеры принимаются конструктивно на основании вычисленных выше величин по рекомендациям из [1], [2], [3].

6.2 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора

Посадка зубчатого колеса на вал: по ГОСТ 25347 – 82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала q6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

Остальные посадки назначаем, пользуясь справочниками [1], [2], [3].

7. Выбор смазочных материалов и системы смазывания

Для смазывания передач применяем картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колеса были в него погружены. Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть.

Допустимые уровни погружения h_M колёс цилиндрического редуктора в масляную ванну [1]:

где m – модуль колес , мм; d_2т – диаметр колеса тихоходной ступени, мм.

Подшипники смазываются тем же маслом в результате его разбрызгивания. Также для смазывания подшипников используется манжетные уплотнения. Манжету устанавливают открытой стороной внутрь корпуса. К рабочей кромке манжеты в этом случае обеспечен хороший доступ смазочного масла.

Поскольку в процессе работы масло постепенно загрязняется, его необходимо периодически менять. Для замены масла в корпусе предусмотрена сливная пробка с цилиндрической резьбой. Чтобы масло стекало к пробке, дно корпуса сконструировано наклонным в сторону сливного отверстия.

Наблюдение за уровнем масла осуществляется с помощью маслоуказателя. Выбранный сорт масла: И-8А по ГОСТ 20799 – 88.

8. Подбор соединительных муфт

Для соединения вала электродвигателя с входным валом редуктора целесообразно применить муфты с упругими резиновыми элементами. В частности муфты упругие втулочно-пальцевые, которые получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству смены упругих элементов[1,стр.313].

Размер муфты по заданному моменту подбираем из [4,cтр. 369]

Для соединения электродвигателя с входным валом редуктора принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424 – 93.

Для выбранной муфты принимаем радиальное смещение валов D = 0,1 мм.

Для выбранного радиального смещения вычислим радиальную силу F_м, которая действует на вал со стороны муфты [1]:

F_м = C_р∙D,

где С_р – радиальная жесткость муфты.

На входной вал со стороны муфты действует сила (С_р = 2160 [1,стр.314]):

F_м = 2160∙0,1 = 216H.

Поскольку рассчитанные радиальные силы, действующие со стороны муфты, значительно меньше тех, которые принимались в расчетах валов и подшипников, то влияния на принятую конструкцию они не окажут.

ВЫВОД

В данном курсовом проекте нами был разработан цилиндрический двухступенчатый редуктор, а также привод ленточного транспортера.

Благодаря проделанной работе мы ознакомились с принципом действия данного редуктора, а так же с назначением отдельных его частей.

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

Дунаев П. Ф., Леликов О.П., «Конструирование узлов и деталей машин» М.: Высшая школа; стр.446 1998.
Детали машин: «Методические указания к самостоятельной работе над курсовым проектом» А. С. Пыстогов; стр.34; Н.Тагил 2005г.
Детали машин: «Методические указания к самостоятельной работе над курсовым проектом к конструированию рамы, привода и др. элементов» А. С. Пыстогов;стр.24; Н.Тагил 2005г.
“Детали машин” Иванов М. Н. М.: Высшая школа; стр.550;

Москва 1975г.

Кинематический расчет привода. 2 📙 Реферат → 🆔 117842