Розрахунок і конструювання привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Міністерство освіти і науки України

Чернігівський державний технологічний університет

Кафедра основ конструювання машин

Розрахунково-пояснювальна записка до курсового проекту

з курсу: «Деталі машин»

Виконав А.В. Бусел

Керівник В.І. Коваль

Чернігів 2011

Зміст

1. Опис і аналіз конструкції привода

2. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода

3. Розрахунок клинопасової передачі

4. Розрахунок редуктора

4.1 Розрахунок зубчастих передач редуктора

4.2 Компоновка редуктора

4.3 Попередній розрахунок валів редуктора

4.4 Уточнений розрахунок валів

5. Розрахунок і вибір підшипників

6. Розрахунок системи змащування

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

8. Конструювання рами привода

Література

1. Опис і аналіз конструкції привода

1 2 3

Рисунок 2.1 - Кінематична схема привода

1 - електродвигун;

2 - клинопасова передача;

3 - циліндричний двоступінчастий редуктор.

Після клинопасової передачі рух передається за допомогою одноступінчастого циліндричного редуктора, перший (вхідний) ступінь, якого має косозубу зубчасту передачу, а другий (вихідний) - передачу з прямозубими колесами. Обидві передачі знаходяться у спільному жорсткому корпусі, що забезпечує точність їх взаємного розміщення під час роботи. Колеса кожного ступеня редуктора частково занурені в масляну ванну в нижній частині корпуса. Це забезпечуй безперервність змащування зубчастих передач у процесі роботи привода. Циліндричні зубчасті передачі мають високу надійність у роботі і високий коефіцієнт корисної дії. Вхідна косозуба передача редуктора зменшує шум і підвищує плавність роботи привода.

Застосування у приводі зубчастого редуктора теж має деякі негативні сторони. Виготовлення зубчастих передач потребує спеціального обладнання. Вони мають порівняно високу вартість. Таким передачам властива підвищена жорсткість, яка не дозволяє згладжувати можливі поштовхи і вібрації. У косозубих передачах діє осьова сила, яка додатково навантажує вали і підшипникові опори.

Переваги привода :

-Плавність роботи;

-безшумність роботи;

-зменшує ймовірність поломки привода при короткочасних пікових -перевантаженнях;

-простота конструкції;

-дешевший в експлуатації;

Недоліки привода :

- Дещо збільшені габарити;

- сила натягу паса створює додаткове навантаження на вхідний вал редуктора.;

- відстань від електродвигуна до редуктора потрібно узгоджувати зі стандартною довжиною клинових пасів;

- необхідно передбачати натяжний пристрій для компенсації розтягу паса;

- пасові передачі мають порівняно низьку довговічність.

2. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода

2.1 Вибір електродвигуна

Рисунок 3.1 - Кінематична схема привода

1 Вибір електродвигуна

1.1 Наближено визначаємо коефіцієнт корисної дії всієї установки, приймаючи такі дані:

а) коефіцієнт корисної дії передачі ;

б) коефіцієнт корисної дії однієї пари підшипників кочення ;

в) коефіцієнт корисної дії муфти .

Загальний коефіцієнт корисної дії привода:

.

1.2 Вибираємо марку та потужність електродвигуна

Потужність на вихідному валу:

(кВт).

Потужність на вхідному валу:

(кВт).

Вибираємо електродвигуна за формулою:

1) 4А112МА6у3; Р_е = 3.0 кВт; n_е = 955 хв^-1

2) 4А112МВ6у3; Р_е = 4.0 кВт; n_е = 950 хв^-1

%

%

Згідно з результатами розрохунку вибираємо двигун типу 4А112МВ6у3 з такими даними: кВт; хв^-1; діаметр вала мм.

Таблиця 3.1 - параметри вибраного електродвигуна.

Тип двигуна	Кількість полюсів	Габаритні розміри, мм	Установчі та приєднувальні розміри, мм	Вага, кг
		l	d	h	dв	lв	d K	a K	b K	Ly
4А112МВ6у3	2, 4, 6, 8	452	260	310	32	80	12	140	190	70	56

2.2 Кінематичний розрахунок привода

Визначаємо загальне передаточне число привода.

.

Згідно з табличними даними U_р = 4 :

Беремо

Визначаємо частоти обертання і крутні моменти на валах привода:

Н·м;

хв^-1;

Н·м;

Отримані дані зведемо у таблицю 2.1.

Таблиця 2.1 - Дані розрахунків

Вал	Частота обертання , хв-1	Крутний момент Т, Н·м
Ел.дв	950	32
Вх.ред	480	66
Вих.ред	110	250

3. Розрахунок клинопасової передачі

Вибираємо пас перерізу Б ( мм ).

Визначаємо діаметри шківів передачі.

Діаметр меншого шківа:

мм.

мм.

Приймаємо діаметр меншого шківа мм.

Діаметр більшого шківа визначаємо за формулою

де і - передаточне число клинопасової передачі;

- враховує ковзання паса, =0.01.

мм.

Приймаємо діаметр більшого шківа мм.

Уточнюємо передаточне відношення:

Міжосьову відстань вибираємо в інтервалі

мм.

Приймаємо мм.

Довжина паса:

Приймаємо довжину паса мм.

Уточнюємо міжосьову відстань:

де

;

;

мм.

Приймаємо міжосьову відстань мм.

Кут обхвату

Число пасів визначаємо за формулою

де

 - номінальна потужність, допустима для передачі одним клиновим пасом, кВт;

- коефіцієнт режиму роботи, для роботи в 1 зміну становить 1;

- коефіцієнт, що враховує вплив довжини паса, для довжини паса мм ;

- коефіцієнт кута обхвату, для кута

- коефіцієнт, який враховує число пасів в передачі, для кількості пасів від 4 до 6

Приймаємо число пасів z = 2

Натяг гілки паса

де швидкість м/с;

- коефіцієнт, який враховує вплив відцентрових сил, для паса перерізу Б

Н.

Сила, що діє на вали

Н.

Ширина шківів

де e i f - параметри канавок для клинових пасів, для паса перерізу Б

мм.

4. Розрахунок редуктора

4.1 Розрахунок зубчастих передач редуктора

Види матеріалу:

Для скорочення номенклатури матеріалів вибираємо однакові марки сталі для шестерні колеса Сталь 40Х поліпшену. Твердість шестерні: Н₁=270 НВ;

Твердісь колеса: Н₂=250НВ;

Механічні характеристики вибраних сталей:

Шестерня: Сталь 40Х. Н₁=270 НВ; у_Т=700 Мпа; у_В=950 Мпа;

Колесо: Сталь 40Х. Н₂=250 НВ; у_Т=550 Мпа; у_В=850 Мпа;

Визначаємо допустимі напруження на контактну витривалість:

Для шестерні:

;

=1,1 (колесо з прокату) - коефіцієнт безпеки;

= 1,0 - коефіцієнт довговічності.

Згідно з рекомендаціями для вибраного матеріалу:

Мпа;

Мпа;

Мпа;

Визначаємо допустимі напруження для шестерні і колеса:

Мпа;

Мпа;

Для косозубих коліс при Н<350НВ допустиме напруження приймають:

МПа;

Термін експлуатації привода:

,

де - термін експлуатації в роках = 15;

300 - число робочих днів в році;

- кількість змін = 2

8 - тривалість однієї зміни;

год

Число циклів:

Визначаємо міжосьову відстань зубчастої передачі:

Т=250 Н·м - момент на колесі;

U_р=4 - передаточне число редуктора;

Е_зв=Е₁=Е₂=2,1·10⁵;

=0,4 - коефіцієнт ширини вінця;

=1,05 - коефіцієнт нерівномірності навантаження.

мм.

Із ряду Ra20 приймаємо =125 мм.

Назначаємо орієнтовно нормальний модуль передачі:

, мм.

мм.

Із стандартного ряду (m=0,05…100): m=2 мм.

Назначаємо попередньо кут нахилу зубців:

; ;

Визначаємо сумарну кількість зубців:

;

Тоді число зубців шестерні:

;

;

Уточняємо кут нахилу зубців:

;

Визначаємо розміри зубчастих коліс.

Ділильний діаметр:

мм;

мм;

Перевірка:

мм;

Діаметри вершин зубців;

шестерні - мм;

колеса - мм;

Діаметри западин:

шестерні - мм;

колеса - мм;

Визначаємо ширину зубців:

мм;

З ряду Ra40 вибираємо в₂=50 мм;

мм;

Необхідно виконати перевірочний розрахунок на витривалість при зминанні

Спочатку визначимо колову швидкість

рад/с;

м/с;

Ступінь точності передачі для косозубих коліс при швидкості до 10 м/с призначаємо 8 -й ступінь точності.

Виконуємо перевірочні розрахунок по контактним напруженням.

Коефіцієнт навантаження

де

Перевіряємо контактні напруження за формулою

МПа,

що менше МПа

Умова міцності виконується.

Сили, що діють в зачепленні

Колова Н.

Радіальна Н.

Осьова Н.

Перевірка зубців на витривалість при згинанні.

Коефіцієнт навантаження

де

коефіцієнт концентрації навантаження,

коефіцієнт динамічності,

Еквівалентні числа зубців для шестерні і колеса



За еквівалентними числами зубців вибираємо коефіцієнти форми зуба для колеса і шестерні:

Допустимі напруження

Границя витривалості:

для шестерні МПа;

для колеса МПа.

Коефіцієнт безпеки

де враховує нестабільність властивостей матеріалу; для сталі 40Х поліпшеної

вказує на спосіб отримання заготовки зубчатого колеса; для кованих і штампованих коліс



Перевірку на витривалість при згинанні слід проводити для того зубчатого колеса, для якого відношення менше. Знайдемо ці відношення:

для шестерні

для колеса

Перевірку на витривалість при згинанні виконуємо для колеса:

де - коефіцієнт, введений для компенсації погрішності через використання однакової розрахункової схеми зуба, що і для прямих зубців;

коефіцієнт, що враховує нерівномірне розподілення навантаження між зубцями.

Цей коефіцієнт розраховується за формулою:



де коефіцієнт торцевого перекриття; при навчальному проектуванні приймається

n - ступінь точності зубчатих коліс;

Умова міцності виконується.

4.2 Компоновка редуктора

Конструктивні розміри корпуса

Товщина стінки корпуса

Приймаємо мм.

Товщина стінки кришки мм.

Приймаємо мм.

Діаметри фундаментних і стяжних болтів відповідно

мм, мм.

Товщини фланців

Товщина фланця корпуса мм.

Товщина фланця кришки мм.

Приймаємо мм.

Товщина нижнього фланця мм.

Приймаємо мм.

Рисунок 5.1 - Конструктивні розміри корпуса

Зазор між корпусом і колесом мм.

Ширина фланця мм.

Габаритні розміри корпуса:

Довжина

Приймаємо мм.

Ширина

Приймаємо мм.



Рисунок 5.2 - Габаритні розміри корпуса

4.3 Попередній розрахунок валів редуктора

Розрахунок вихідного вала

Діаметр приєднувальної ділянки під муфту

.

Приймаємо діаметр вала під муфту мм.

Інші розміри:

мм.

Приймаємо мм. Lв = 220 мм.

Рисунок 5.3 - попередній розрахунок вихідного вала

Сили, що діють в зачепленні:

колова kН;

радіальна kН;

осьова kН.

Перевірочний розрахунок вихідного вала.

Схема сил, прикладених до вала



Рисунок 5.4 - Схема сил, прикладених до вала

а) Сили, що діють у вертикальній площині:

Рисунок 5.5 - Сили, що діють у вертикальній площині

kН;

 kН;

Зробимо перевірку:

Побудуємо епюру напружень від згинаючих моментів, що діють в вертикальній площині.

Рисунок 5.6 - Епюра напружень від моментів, що діють в вертикальній площині.

Найнебезпечніший переріз посередині, значення згинаючого моменту в ньому становить:

kН/мм.

Сили, що діють у горизонтальній площині

Рисунок 5.7 - Сили, що діють у горизонтальній площині

Зробимо перевірку:



Побудуємо епюру напружень від згинаючих моментів, що діють в горизонтальній площині:

30.15

Рисунок 5.8 - Епюра напружень від моментів, що діють в горизонтальній площині.

Найнебезпечніший переріз посередині, значення згинаючого моменту в ньому становить:

kН/мм.

Знайдемо сумарний згинаючий момент в небезпечному перерізі:

kН/мм.

Розрахунок швидкохідного вала.

Рисунок 5.9 - Попередній розрахунок вхідного вала.

Діаметр ділянки вала під шків пасової передачі

мм.

Приймаємо діаметр вала під шків мм.

Інші розміри:

Вал з шестернею виконуємо як одне ціле, оскільки

Перевірочний розрахунок вхідного вала.

Сили, що діють в зачепленні:

колова

радіальна

осьова

Рисунок 5.10 - Схема сил, прикладених до вала.

Розподіляємо схему сил на вертикальну та горизонтальну площину моментів.

Сили, що діють у вертикальній площині:

Рисунок 5.11 - Схема сил, що діють у вертикальній площині Н. kН·мм.

Побудуємо епюру напружень від згинаючих моментів, що діють в вертикальній площині.

46.27 кН·мм

Рисунок 5.12 - Епюра згинаючих моментів в вертикальній площині.

Сили, що діють у горизонтальній площині

Рисунок 5.13 - Схема сил, що діють у горизонтальній площині.

Fв=2·F₀

Перевірка:

Н;

Побудуємо епюру напружень від згинаючих моментів, що діють в горизонтальній площині.

kН·мм.

kН/мм.



39.6 кН·мм

Рисунок 5.14 - Епюра згинаючих моментів в горизонтальній площині.

4.4 Уточнений розрахунок валів

Розрахунок вихідного вала

Матеріал вала - сталь 45 нормалізована, МПа.

Границі витривалості МПа, МПа.

Діаметер вала в цьому перерізі 45 мм. Концентрація напружень обумовлена шпоночною канавкою.

, , , , , .

Крутний момент Нмм.

Сумарний згинаючий момент в перерізі Нмм.

Момент опору крученню (d=45 мм, b=18 мм, t₁ =7 мм)

мм³.

Момент опору згину

мм³.

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень

МПа.

Амплітуда нормальних напружень згину

МПа, середнє напруження

Коефіцієнт запасу міцності за нормальними напруженнями

Коефіцієнт запасу міцності за дотичними напруженнями

Результуючий коефіцієнт запасу міцності

5. Розрахунок і вибір підшипників

Вибір підшипників для вихідного вала

мм, мм, мм, Н, Н.

де X, Y - коефіцієнти радіального і осьового навантаження.

V=1; ;.

Знайдемо коефіцієнти X і Y

Знаходимо відношення

е=0,23.

Знаходимо відношення

Тоді

,



де коефіцієнт навантаження,

Н.

де - при 90% надійності.

- враховує тип підшипника, для шарикових радіальних

р - для шарикових підшипників р = 3.

млн. об.

Довговічність в годинах

год.

Враховуючи, що довговічність підшипників у зубчастих редукторах повинна бути год.

Для вихідного вала вибираємо однорядні радіальні шарикові підшипники легкої серії 210.

Вибір підшипників для вхідного вала

Н, Н,

Н, Н,

Н,

Н.

мм, мм, мм, Н, Н.

де X, Y - коефіцієнти радіального і осьового навантаження;

V=1; ;.

Знайдемо коефіцієнти X і Y

Знаходимо відношення

е=0,24

Знаходимо відношення

Тоді

,

 Н.

де коефіцієнт навантаження,

де - при 90% надійності.

- враховує тип підшипника, для шарикових радіальних

р - для шарикових підшипників р = 3.

млн. об.

Довговічність в годинах

год.

Враховуючи, що довговічність підшипників у зубчастих редукторах повинна бути год. Вибираємо підшипники кулькові радіальні однорядні легкої серії 207.

6. Розрахунок системи змащування

Розрахунок системи змащення заключається в тому, що потрібно вибрати тип мастила і кількість його. Тип мастила залежить від швидкості, чим більша швидкість, тим менша в'язкість, а кількість від потужності.

Колова швидкість зубчатих коліс

рад/с;

м/с;

Для змащування редуктора використовуємо мастило марки ИРП-150.

Визначаємо об'єм маслянної ванни.

.

де q - для одноступінчастого редуктора, q = 0,5 л/кВт

л.

Так як тихохідне колесо повинно бути занурене не менше ніж на висоту зуба, але не більше ніж на третинну радіусу.

Необхідний рівень мастила

де А_в - площа мастильної ванни.

дм² .

дм.

Тоді висота корпусу

мм.

7. Перевірка міцності шпонкових з'єднань

Шпонки призматичні з округленими торцями. Розміри перерізу шпонки, пазів і довжини шпонок - по ГОСТ 23360-78.

Матеріал шпонок - сталь 45 нормалізована.

Напруження зминання і умови міцності по формулі.

Допустиме напруження зминання МПа.

Вхідний вал: Провіряємо шпонку під шківом: d=26 мм, b x h= 10x8 мм, t₁ = 5 мм, довжина шпонки l = 63 мм. Момент на вхідному валу Т_вх = 66·10 ³Нмм.

Умова міцності виконується.

привод електричний двигун редуктор

8. Конструювання рами привода

Для рами вибираємо швелер №12П з наступними параметрами:

h=120;

b=52

s=4,8

t=7,8

r=7,5

Література

1. Розрахунок і конструювання приводів машин: Методичні вказівки до виконання курсового проекту з курсу «Основи конструювання машин» для студентів механічних спеціальностей всіх форм навчання/ Уклад. Коваль В.І., Чернігів: ЧТІ, 1993. - 40 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин. Учеб. пособие для техникумов/ С.А. Чернавский и др..: - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с., ил.

3. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. - К.: Вища школа, 1990. - 151 с.

4. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет проектирования деталей машин:/ Учеб. пособие для тех.. вузов/ - 3 - е издание, перераб. И доп. - Харьков: Основа, 1991. - 276 с.

5. Анурьев В.И. Справочник конструктора - машиностроителя.

Размещено на Allbest.ru

...