Кинематическая схема механизма

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематическая схема механизма

1-Электродвигатель

2-Редуктор

3-Муфта упруго-предохранительная

4-Тяговые звездочки

I-вал быстроходный n1; T1

II-вал промежуточный n2; T2

III-вал тихоходный n3; T3

IV-вал приводной n4; T4

Z1 и Z2 - колеса быстроходной ступени

Z3 и Z4 - колеса тихоходной ступени

шпоночный вал тихоходный

2. Выбор электродвигателя

Мощность на выходе: кВт

Мощность электродвигателя: кВт

()

Определение частоты вращения вала:

мин-1

()

Определение частоты вращения электродвигателя:

Принимаем двигатель: АИР112MB6

мин-1 ; р=4 кВт

Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

№	P, кВт	n, мин-1	T, Нм
1
2
3
4

Выбор стали: Сталь 45. Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Определение допускаемых напряжений

Колесо:	Шестерня:
Сталь 45, улучшение, ,	Сталь 45, улучшение, ,
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом III.
1. Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
3. Суммарное число циклов перемены напряжений:
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок. Контактная прочность:
Изгибная прочность:
6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:
За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость

Определение основных параметров быстроходной передачи

Передаточное число: .

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

Коэффициенты:

(при III типе режима работы)

Коэффициенты нагрузки:

2. Предварительное значение межосевого расстояния

Принимаем а= 170 мм.

3. Рабочая ширина венца колеса:

4. Рабочая ширина шестерни:

5. Модуль передачи:

Принимаем

6. Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:

Принимаем

7. Число зубьев шестерни:

8. Число зубьев колеса:

9. Фактическое передаточное число:

10. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Коэффициент ширины быстроходной ступени:

Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Определение допускаемых напряжений

Колесо:	Шестерня:
Сталь 45, улучшение, ,	Сталь 45, улучшение, ,
Частота вращения вала колеса: . Передаточное число: .
1. Коэффициент приведения для расчетов на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость
3. Суммарное число циклов перемены напряжений:
4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость

4. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок

Контактная прочность

Изгибная прочность

Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость

5. Определение основных параметров быстроходной передачи

Крутящий момент на валу колеса:

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Коэффициенты:

(при III типе режима работы)

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Эквивалентное число зубьев колеса

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:



Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:

Радиальная сила:

6. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр:

Принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:



Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

2) Определим диаметр тихоходного вала:

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7306.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- радиальная сила.

Частота оборотов: .

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:



что удовлетворяет требованиям.

2. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- радиальная сила.

Частота оборотов:.

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:



Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

или

что удовлетворяет требованиям.

6. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Действующие силы:

Ft = 5264 H - окружная сила,

Fr = 1950 H - радиальная сила,

осевая сила

Т=712,72 Нм - крутящий момент,

/1= 53 мм = 0,053 м, /2 = 47 мм = 0,047 м,

l= 100мм = 0,1 м, h =130 мм = 0,13 м, c=120мм=0,12м

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. УMA=0, ;

-1950*0.053+yB *0.1=0

Отсюда находим, что уВ = 1033.5 Н.

2. УMВ=0, ,

-yА*0.1+1950*0.047=0,

Отсюда находим, что уА = 916.5 Н.

Выполним проверку:

Уyk =0, yA+yB-FR=0,

916.5+1033.5-1950 = 0,

Cледовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим допускаемую нагрузку на конце вала:

н

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. УMА=0,

,

-5264*0.053+xB* 0.1+6674.2*0.225=0.

Отсюда находим, что xB =-12227 Н.

4. УMВ=0, ,

-xА*0.1+5264*0.047+6674*0.125=0.

Отсюда находим, что xА = 10916.58Н.



Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: Уxk = 0,

хА + хB - Ft + FM =0,

10916.58-12227-5364+6674.2 = 0 - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

S=Sу*Sф/v( Sу2+Sф2)>[S],

где S - расчетный коэффициент запаса прочности,

Sу и Sф -коэффициенты запаса по нормальным и касательным

напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

уB= 1000 МПа - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

у-1= 480 МПа и ф-1= 260 МПа - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

шф =0.1, шу =0.15- коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

где Kу и Kф - эффективные коэффициенты концентрации

Kd - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости KF =1.2.

Вычислим коэффициент запаса



Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

> [S] = 1,5 - условие выполняется.

7. Расчет шпоночных соединений

1. Вал электродвигателя:

lш= lp+b,

где b - ширина шпонки,

lp=4*T/(h*d*[у]),

где h - высота шпонки,

lp=4*40.21/0.007*0.008*0.3*360*10^3=26.6(мм),

b=8мм, h=7мм,

lш= 26.6+8=34.6 (мм),

Из конструктивных соображений принимаем стандартный размер lш=36 мм;

глубина паза вала t1=4 мм

ступицы t2=3.3 мм.

2.Тихоходный вал:

lp=4*712.72/0.064*0.011*0.3*360*10^3=37.5 (мм),

b=18 мм, h=11 мм,

lш= 37.5 +10=47.5 (мм)

Из конструктивных соображений принимаем lш=50(мм);

глубина паза вала t1=5 мм

ступицы t2=6.3 мм.

8. Выбор муфт

Для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к быстроходному валу и предотвращения перекоса вала выбираем муфту. Наиболее подходит упругая втулочно-пальцевая муфта, крутящий момент передается пальцами и упругими втулками. Ее размеры стандартизированы и зависят от величины крутящего момента и диаметра вала. Выбираем муфту МУВП с максимальным передаваемым моментом 250 Нм.

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента используем упруго-предохранительную муфту. Допускаемые радиальные и угловые смещения валов составляют соответственно 1…3 мм и 30'…1°.

Размеры муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

9. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Принимаем жидкое индустриальное масло И-30-А ГОСТ 20799-88. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.

Список литературы

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин, Курсовое проектирование М.Высшая школа, 1975.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.Высшая школа, 1985.

3. Стрелов В.И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин». КФ МГТУ им Н.Э. Баумана, 1988.

4. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, под редакцией Д.Н.Решетова. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин». МГТУ им Н.Э. Баумана, 1980.

5. В.Н. Иванов, В.С. Баринова. Выбор и расчеты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию. МГТУ им Н.Э. Баумана, 1981.

6. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчет валов редукторов. МГТУ им Н.Э. Баумана, 2005.

Размещено на Allbest.ru

...