Проектирование механического привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Проектирование механического привода

Введение

Редуктор-механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор - конечный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтами или другими разъёмными устройствами.

В корпусе редуктора размещены зубчатые передачи, неподвижно закреплённых на валах. Валы опираются на подшипники, размещённые в гнёздах корпуса. В основном используют подшипники качения.

Тип редуктора: цилиндрический одноступенчатый с косозубым сцеплением. Компоновочные возможности одноступенчатых редукторов весьма ограничены и сводятся в основном к расположению осей валов в пространстве.

Зацепление в большинстве случаев косозубое, диапазон передаточных чисел и = 1,6 - 8. Коэффициент ширины <1 угол наклона линии зуба косозубых передач в = 8 - 22?.

1. Кинематический расчёт и выбор электродвигателя

Определение частоты вращения тихоходного вала.

= 9,55 20,5 = 195,8 об/мин

Определение требуемой мощности электродвигателя.

Определение предварительного значения частоты вращения быстроходного вала: об/мин

Выбор электродвигателя:

Условия работы: и , потому кВт об/мин

Определение фактического значения передаточного числа редуктора.

Определение мощности на быстроходном валу.

кВт

Определение крутящих моментов на валах редуктора

Нм

Нм

2. Расчёт цилиндрических зубчатых передач на прочность

2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колёс

В качестве материала для зубчатых колёс примем:

для шестерни: сталь 40Х (улучшение) с твёрдостью, с пределом прочности МПа, пределом текучести МПа;

для колеса: сталь 40Х (улучшение) с твёрдостью , 780 МПа, 490 МПа.

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

Для стали 40Х (улучшение), коэффициент безопасности 1,1

предел контактной выносливости поверхности зубьев шестерни и зубьев колёс:

2 270 + 70 = 610 МПа;

2 230 + 70 = 530 МПа.

Базовое число циклов перемены напряжений равно:

для зубьев шестерни18 млн. циклов, а для зубьев колеса: 13,5 млн. циклов.

Суммарное число часов работы передачи равно:

t = 24 24 0,3 365 10 0,5 = 13140 ч.

Суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни для колеса:

= = 756 млн. циклов;

млн. циклов.

Т.к. нагрузка постоянна, то эквивалентное число циклов перемен напряжения и/>1, поэтому коэффициенты долговечности принимаем:1,0 и 1,0.

Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:

= = 554,5 МПа

= = 481,8 МПа

Для рассматривания косозубой передачи условное допускаемое контактное напряжение

= 0,45 (+) = 0,45 (554,5+ 481,8) = 466 МПа

2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

Для углеродистой стали 40Х (улучшение) коэффициент безопасности коэффициент безопасности 1,75, предел выносливости при изгибе

1.8 270 = 486 МПа;

1.8 230 = 414 МПа.

Т.к. нагрузка постоянна, то эквивалентное число циклов перемен напряжения и>= , поэтому коэффициенты долговечности принимаем:1,0

и1,0.

Тогда допускаемые контактные напряжения будут равны:

= = 277,7 МПа

= = 236,5 МПа

2.3 Предварительный выбор угла наклона зуба

Принимаем в = 10?

2.4 Выбор коэффициента ширины зубчатых колёс

= 0,8 (симметричное расположение зубчатого колеса относительно опор)

2.5 Проектный расчёт на контактную прочность

2.5.1 Определение предварительного значения начального диаметра шестерни

Выбираем значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца =1,05. Тогда начальный диаметр шестерни будет равен:

;

2.5.2 Определение нормального модуля передач

, принимаем

2.5.3 Определение межосевого расстояния передач

, принимаем ;

2.5.4 Суммарное число зубьев

;

2.5.5 Числа зубьев шестерни и колеса

; = 138 - 23 = 115;

2.5.6 Фактическое значение передаточного числа

2.5.7 Действительный угол наклона зубьев

2.5.8 Определение размеров зубчатых колёс

Начальные диаметры:

Условие = 140 мм выполнено.

Диаметры вершин зубьев:

=

=

Диаметры впадин зубьев:

=

=

Ширина венца колеса: ;

Ширина венца шестерни: 37 + 3 = 40 мм;

Рабочая ширина зубчатого венца: ;

2.5.9 Определение окружной скорости зубчатых колёс

м/с

2.5.10 Выбор степени точности зубчатых колес

Для косозубой передачи при 2,34 м/с принимаем 9-ю степень точности.

2.6 Проверочные расчёты зубчатой передачи

2.6.1 Расчёт на контактную выносливость

Формула проверочного расчета

 =

Коэффициент, учитывающий форму сопряженных зубьев,

1,77

Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, ;

Коэффициент торцового перекрытия

Коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий,==

Окружная сила в зацеплении

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, =1,05;

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации

Н/м

Коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи,

Коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса,

Удельная окружная динамическая сила

= 1,81 Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

=1+

Удельная расчетная окружная сила:

=Н/мм

Действительное контактное напряжение: = 1,76 275 0,77 МПа что меньше допускаемого = 466 МПа

2.6.2 Расчёт на выносливость по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев

;

Коэффициенты формы зуба;

и

Делаем вывод, что слабым звеном является колесо, для которой и проведем проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба.

Условие прочности зуба, колеса по напряжениям изгиба

Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца1,09

Коэффициент, учитывающий вид зубчатой передачи,

Удельная окружная динамическая сила

= 5,43 Н/мм

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении,

=1+

Удельная расчетная окружная сила:

=Н/мм

Действительное контактное напряжение:

МПа

2.7 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила Н;

Радиальная сила Н;

Осевая сила Н.

3. Расчет валов на прочность

3.1 Расчет вала шестерни

Предварительное определение диаметра вала шестерни

мм

Разработка эскизной компоновки вала:

Толщина стенок мм;

Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса: мм

Ширина венца шестерни:40 мм

Ширина подшипника качения мм

3.2 Расчет на статическую прочность

Определение направлений сил, действующих на вал

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

Строим расчётную схему, быстроходного вала.

а) горизонтальная плоскость

; ;Н

; ;Н

Изгибающие моменты сечения I и II

Нм

Нм

б) вертикальная плоскость:

; ;

Н

Н

Изгибающие моменты сечения I и II:

Нм

Нм

Определение суммарного изгибающего момента в характерных сечениях.

Нм

Нм

Расчёт показывает, что опасным является сечение II, так как в нём действует наибольший изгибающий момент.

Определение приведённого момента в опасном сечении.

Нм

Выбор материала вала и допускаемого напряжения.

Принимаем сталь 40Х (улучшение). Допускаемое напряжение изгиба = 65 МПа, предел прочности= 930 МПа.

Определение диаметра вала в опасном сечении.

мм

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

Под посадку подшипников может быть принят диаметр цапф 20 мм.

3.3 Расчёт вала на выносливость

Определение коэффициента запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям.

Предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям

МПа

Эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе для вала со шпоночной канавкой; масштабный фактор0,86;

Амплитуда колебаний симметричного цикла при изгибе.

;

где мм

МПа

Коэффициент приведения

Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой силы

МПа

Определение коэффициента с запасом усталостной прочности по касательным напряжениям.

МПа

2.06;0,86

Амплитуда и среднее напряжение цикла напряжений кручения:

,

гдемм³

Отсюда МПа

Коэффициент приведения

Тогда

Определение общего коэффициента запаса усталостной прочности.

3.4 Расчет вала колеса

Предварительное определение диаметра вала колеса

мм

Разработка эскизной компоновки вала:

Толщина стенок мм;

Расстояние от торца зубчатого колеса до внутренней стенки корпуса:

мм;

Расстояние от торца подшипника качения до внутренней стенки корпуса: мм

Ширина венца колеса:= 40 мм

Ширина подшипника качения мм.

3.5 Расчет на статическую прочность

Определение направлений сил, действующих на вал.

Определение реакции в опорах и изгибающие моменты, действующие в основных сечениях вала

Строим расчётную схему тихоходного вала

а) горизонтальная плоскость

; ;Н

; ;Н

Изгибающие моменты сечения I и II:

Нм

Нм

б) вертикальная плоскость:

; ;

Н

;

Н

Изгибающие моменты сечения I и II:

Нм

Нм

Определение суммарного изгибающего момента в характерных сечениях.

Нм

Нм

Расчёт показывает, что опасным является сечение I, так как в нём действует наибольший изгибающий момент.

Определение приведённого момента в опасном сечении.

Нм

Выбор материала вала и допускаемого напряжения.

Принимаем сталь 40Х (улучшение). Допускаемое напряжение изгиба = 65 МПа, предел прочности= 930 МПа.

Определение диаметра вала в опасном сечении.

мм

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

Под посадку подшипников может быть принят диаметр цапф 25 мм.

3.6 Расчёт вала на выносливость

Определение коэффициента запаса усталостной прочности по нормальным напряжениям.

Предел выносливости материала вала по нормальным напряжениям

МПа

Эффективный коэффициент концентрации напряжения при изгибе для вала со шпоночной канавкой; масштабный фактор0,86;

Амплитуда колебаний симметричного цикла при изгибе.

;

где мм

МПа

Коэффициент приведения

Среднее напряжение цикла при изгибе при действии осевой силы

МПа

Определение коэффициента с запасом усталостной прочности по касательным напряжениям.

МПа

2.06;0,86;

Амплитуда и среднее напряжение цикла напряжений кручения:

,

гдемм³

Отсюда МПа

Коэффициент приведения

Тогда

Определение общего коэффициента запаса усталостной прочности.

Список литературы

1. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя: Методические указания / сост. П.Д. Кашников - Омск: СибАДИ, 1985.

2. Расчёт цилиндрических зубчатых передач на прочность: Методические указания / сост. В.Н. Никитин - Омск: СибАДИ, 1987.

3. Выбор подшипников качения: методические указания / сост. В.Н. Никитин - Омск: СибАДИ, 1980.

4. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин-М: Высшая школа, 1990.

вал электродвигатель зубчатый прочность

Размещено на Allbest.ru

...