Размещено на http://www.allbest.ru/

5

1. ЗАВДАННЯ НА КУРСОВИЙ ПРОЕКТ

Спроектувати привод механізму

Складові частини

1. Електродвигун;

2. Муфта;

3. Редуктор одноступеневий циліндричний вертикальний, з косозубими колесами;

4. Ланцюгова передача;

5. Вихідний вал привода.

Вхідні дані для проектування

- Потужність на вихідному валі приводу - .

- Кутова швидкість обертання вихідного привода - .

- Режим навантаження - В.

- Термін роботи 11000 год.



2. ВИБІР ЕЛЕКТРОДВИГУНА, КІНЕМАТИЧНИЙ І СИЛОВИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Джерелом енергії приводу є електродвигун.

Визначаємо загальний коефіцієнт корисної дії(ККД) приводу

,

де з_м - ККД муфти(0,99);

з_п - ККД пари підшипників(0,99);

з_зцп - ККД закритої циліндричної передачі (0,97);

з_лп - ККД відкритої ланцюгової передачі (0,93).

Визначаємо розрахункову потужність електродвигуна

,

де Р_вих - потужність на вихідному валі приводу, Вт.

Вибираємо з табл.А.1 (Курсове проектування деталей машин. Навчальний посібник Малько Б.Д., Сенчішак В.М. та ін.)за розрахунковою потужністю Р_дв двигун асинхронний серії 4A132M6 закритий продувний потужністю Р_дв=7,5 кВт з синхронною частотою обертання вала n_c=1000 хв^-1 і коефіцієнтом ковзанням s=3,2 %. Номінальна частота обертання вала двигуна:



Визначаємо номінальну кутову швидкість двигуна:

Визначаємо загальне передаточне число приводу та розбиваємо його на ступені. Загальне передаточне число приводу . З іншого боку u = u₁·u₂, де u₁ - передаточне число ЗЦП; u₂ - передаточне число ВЛП.

Призначаємо u₁ = 3,15, тоді розрахункове передаточне число ВЛП визначаємо: . Відхилення від найближчого стандартного значення 2.2?2.5, приймаємо .

Визначаємо кутові швидкості валів приводу:

;

;

.

Визначаємо потужності на валах:

;

;



Визначаємо крутні моменти на валах:

;

;

Результати обчислень зводимо у таблицю 1

Таблиця 1 - Результати обчислень кінематичного розрахунку приводу.

№ вала	, с-1	Р,Вт	Т, Н·м
1	101,32	6330	62,47
2	32,17	6079	188,95
3	9,99	5597	560



3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ ПЕРЕДАЧІ

3.1 Вибір матеріалів і розрахунок допустимих напружень

Для виготовлення колеса і шестірні беремо однакову сталь марки 45 (табл.3.1,[1]). Термообробка - поліпшення. Твердість поверхні і механічні властивості після термообробки наступні:

для шестірні - Н=270 НВ, 580 МПа,850 МПа;

для колеса - Н=240 НВ, 450 МПа,750 МПа.

У розрахунках активних поверхонь зубців на контактну втому допустимі контактні напруження визначають за формулою

,

де- границя контактної витривалості поверхонь зубців, що відповідає базі випробувань N_НО.

Базу випробувань N_НО - визначаємо за формулою

;

.

Границю контактної витривалості знаходимо залежно від виду термічної обробки зубців та їх твердості(табл.3.3,[1]):

для шестірні =2Н_НВ+70=2270+70=610 МПа;

для колеса =2Н_НВ+70=2240+70=550 МПа.

Коефіцієнт довговічності Z_N обчислюємо за формулою для зубців шестірні



;

для зубців колеса

.

Тут - еквівалентне число циклів навантаження за термін служби передачі

.

Коефіцієнт режиму навантаження визначають за табл.3.4 [1], а сумарне число циклів навантаження зубців шестерні і колеса за формулою

;

,

де h - термін служби передачі в годинах; n - частота обертання шестірні або колеса, в об/хв; і - число одночасних зубчастих зачеплень.

Тоді

;

.

Так як для шестірні і колеса N_НО N_НЕ , то беремо Z_N1= Z_N2=1;

Коефіцієнт Z_R беремо рівним Z_R=0,95, при шорсткості поверхні зубців R_а=(2,5…1,25).

Допустимі контактні напруження для шестірні і колеса

МПа;

МПа.

Тоді розрахункові контактні напруження

МПа

Необхідна умов виконується МПа

Граничне допустиме контактне напруження

МПа;

МПа,

де - границя текучості при розтягу.

У розрахунках зубців на втому при згині допустиме напруження визначаємо окремо для зубців шестерні і колеса за формулою

_,

де - границя витривалості при згині, що відповідає базі випробувань N_FO = 410⁶, при коефіцієнті асиметрії R=0 і визначається за рекомендаціями табл.3.7:

для шестірні МПа;

для колеса МПа.

Коефіцієнт довговічності



; ,

де N_FE - еквівалентне число циклів зміни напружень згину за термін служби передачі

;

.

Так як N_FO<N_FE, то беремо Y_N1=Y_N2=1.

Допустимі напруження згину, при коефіцієнті запасу міцності S_F =2 і коефіцієнті шорсткості перехідної поверхні Y_R=1(якщо R_z<40 мкм)

МПа; МПа.

Граничні допустимі напруження на згин

Для шестірні МПа; МПа.

Для колеса МПа; МПа.

3.2 Розрахунок закритої циліндричної зубчастої передачі

Вихідними даними для проектного розрахунку передачі є такі:

- розрахункове діюче навантаження Т₁=62,47 Нм;

- передаточне число передачі u=3,15;

- коефіцієнт ширини вінця зубчастого колеса 0,315 ;

- типовий режим роботи передачі - Важкий (В) та строк служби h=11000 год;

- матеріал зубчастих коліс та їх термообробка, твердість активних поверхонь.

Із умови міцності робочих поверхонь зубців на контактну втому визначаємо міжцентрову відстань

мм,

де =430 МПа^1/3 для косозубих передач; коефіцієнтом , значення якого визначаємо за табл.3.13 в залежності від схеми розміщення коліс на валах і коефіцієнта . При симетричному розташуванні коліс між опорами вала =1,02.

Обчислену міжцентрову відстань округлюємо до найближчого більшого стандартного значення (ГОСТ 2144-76). Беремо =140 мм.

Визначаємо модуль зубців зубчастих коліс.

мм.

Кінцеве значення модуля приймаємо згідно з ГОСТ 9563-80 m_п=2 мм.

Ширина зубчастого вінця колеса:

мм.

Ширина зубчастого вінця шестірні b₁ береться більшою

мм.

Попереднє значення кута нахилу зубців =15⁰.

Попередньо визначаємо за формулою



.

Результат округлюємо до найближчого цілого числа . Число зубців колеса рівне . Остаточно приймаємо .

Після визначення і уточнюємо передаточне число u

.

Кінцеве значення кута нахилу зубців визначаємо за формулою:

.

3.3 Визначення геометричних розмірів зубчастих коліс

Базові параметри вихідного контуру: кут профілю =20; коефіцієнт висоти головки зубця = 1; коефіцієнт висоти ніжки зубця = 1,25; коефіцієнт радіального зазору с^*=0,25.

Розміри зубців косозубої передачі, виконаної без зміщення (нульова передача), визначаємо за формулами:

висота головки зубця

мм;

висота ніжки зубця



мм;

висота зубця

мм;

Розміри зубчастих коліс:

діаметр ділильного кола шестірні

мм;

діаметр ділильного кола колеса

мм;

діаметри кіл вершин

мм;

мм;.

діаметри кіл впадин

мм;

мм;



коефіцієнт перекриття у косозубій нульовій передачі при

.

3.4 Перевірка міцності передачі на контактну втому і втому при згині

Колова швидкість у зачепленні

м/с.

При такій швидкості для косозубих коліс необхідно прийняти 9-у ступінь точності (табл.3.12 [2]).

Сили у зачепленні. Колова сила

Н.

Осьова сила

Н.

Радіальна сила

Н.



Питома колова сила

Н/мм.

Значення К_Н наведені у табл.3.11 [2]_. При м/с і 9-ій ступені точності К_Н=1,14. За табл.3.13 [2] К_Н=1,02. Для косозубої передачі з твердістю зубців Н₁ і Н₂ < 350 НВ і м/с (табл.3.15 [2]) К_Н =1,17.

Величина контактних напружень на робочих поверхнях зубців

;

МПа.

Тут параметри мають такі значення: Z_Е =275 МПа^1/2 - для стальних зубчастих коліс;

,

де ;

- для косозубих передач, при.

.



Перевіряємо міцність передачі на втому при згині. Питома колова сила

Н/мм.

За табл.3.14 [2] при з твердістю зубців Н₁ < 350 НВ і Н₂ < 350 НВ К_F=1,053. Значення коефіцієнта К_F вибираємо за табл.3.15 (розд.3[2]), К_F = 1,119. Коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубцями К_F , визначається залежно від ступеня точності і коефіцієнта торцевого перекриття

.

Виконаємо перевірку міцності передачі на втому при згині. Напруження згину

,

де Y для косозубих передач приймає значення

Y = 1 -=1 - 11,88/140=0,915; Y =1- для косозубих передач.

Коефіцієнт форми зубців Y_F визначаємо за табл.3.16 [2] залежно від еквівалентного числа зубців з врахуванням коефіцієнта зміщення х: Y_F1=3,79; Y_F2=3,75.

Еквівалентне число зубців шестерні і колеса



; .

Визначаємо напруження згину у зубцях шестерні і колеса

МПа ;

МПа .

Міцність зубців на втому при згині забезпечена.

Перевірка міцності при короткочасних перевантаженнях.

;

;

;

.

Тут К_п =2 - коефіцієнт перевантаження, беремо рівним відношенню Т_max до номінального Т_н, які беруться із таблиці для електродвигунів.



4. РОЗРАХУНОК ВІДКРИТОЇ ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

Орієнтовне значення кількості зубів ведучої зірочки

,

де u₂ - передаточне число передачі.

Отримане значення округляємо до цілого непарного числа z₃ = 23.

Кількість зубів веденої зірочки

.

Результат округлюємо до цілого непарного числа z₄ = 75. Дійсне передаточне число

.

Відхилення складає

Розрахункове значення кроку ланцюга

мм,

де - крутний момент на валу ведучої зірочки, Т₂= 188,9510³ Нмм;

- допустимий тиск у шарнірах ланцюга, = 29,4 МПа, так як крок ланцюга на даному етапі розрахунків невідомий, задаємося діапазоном значень t=19,05….25,04

- число зубців ведучої зірочки;

m- число рядів ланцюга, вибираємо m = 1.

Вибираємо роликовий ланцюг ПР-25,4 - 6000 ГОСТ 13568-75 (табл.В2, додаток В, [2]) з параметрами: t = 25,4 мм; F_рн = 60 кН.

Швидкість ланцюга

м/с.

Орієнтовно призначаємо міжосьову відстань передачі

мм.

Вибираємо а = 1000 мм.

Число ланок ланцюга

Отримане значення округляємо до цілого парного числа, w = 130.

Розрахункова міжосьова відстань



мм.

Для забезпечення початкового провисання ланцюга розрахункову міжосьову відстань дещо зменшують

мм.

Ділильні діаметри зірочок

мм;

мм.

Діаметр кола вершин зірочок

мм;

мм.

Ширина зубчастого вінця зірочки

мм,

де b₃ = 15,88 мм (табл.В2, додаток В).

Номінальне корисне навантаження ланцюга

Н.

Розрахункове навантаження ланцюга.

,

де К_Е - коефіцієнт експлуатації.

,

де К_д - коефіцієнт динамічності навантаження (з поштовхами - К_д=1,3);

К_а- коефіцієнт впливу довжини ланцюга (при а=(30…50)t - К_а=1);

- коефіцієнт нахилу міжцентрової лінії до горизонту (при 70⁰ - =1);

К_з- коефіцієнт умови змащування (при крапельній системі К_з=1,5);

К_р - коефіцієнт режиму роботи (при однозмінній - К_р=1).

Розрахунок шарнірів ланцюга на стійкість проти спрацювання.

Стійкість ланцюга проти спрацювання оцінюють за умовою

МПа,

де F_t - корисне навантаження на ланцюг, Н;

- коефіцієнт експлуатації;

- допустимий тиск у шарнірі за умови стійкості проти спрацювання, МПа; В - довжина втулки, мм;

d - діаметр валика, мм;

- коефіцієнт, що враховує число рядів ланцюга ( = 1,0 - для однорядного).

Розрахунок пластин ланцюга на втому.

Стійкість пластин ланцюга проти втомного руйнування визначається за формулою

,

де - коефіцієнт експлуатації;

- допустимий тиск у шарнірі за умови втомної міцності пластин.

Допустимий тиск у шарнірах, що гарантує, для вибраного строку служби ланцюга, втомну міцність пластин його ланок,

МПа,

де- коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин числа зубців ведучої зірочки,

;

- коефіцієнт, який враховує вплив на втомну міцність пластин строку служби h, год,



;

- коефіцієнт, який враховує вплив кроку ланцюга на втомну міцність пластин (показник кореня беруть: k=24 - для ланцюгів з кроком t<25,4 мм),

;

- коефіцієнт, який враховує вплив кутової швидкості ведучої зірочки на втомну міцність пластин,

.

МПа.

Розрахунок ланцюга на міцність при дії максимального навантаження.

,

де - руйнівне навантаження, = 60000 Н;

- максимальне короткочасно діюче навантаження;

- запас міцності ланцюга.

Максимальне короткочасно діюче навантаження визначають з врахуванням коефіцієнта перевантаження . Для тихохідних передач



Н.

Сила, яка діє на вали передачі

Н.



ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ НА ДЖЕРЕЛА

привід ланцюговий передача шарнір

1. Курсове проектування деталей машин Малько Б.Д., Сенчішак В. Я., Смага Б. І., Попович В. Я., Борисевич Б. Д. - Івано-Франківськ: Факел, 2003 - 438с.

2. Шейнблит А. Е. Курсове проектирование деталей машин: Учеб. Пособие для техникумив. - М.; Высш. Шк., 1991 - 432с.

3. Проектування механічних передач Сенчишак В.М., Іващенко В.Т. : Навчальний посібник. - Івано франківськ: Нова зоря , 2009.-420с.

Размещено на Allbest.ru

...