Название: Кинематический расчет привода Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 13:21:11 10 декабря 2010 Похожие работы Просмотров: 1472 Комментариев: 22 Оценило: 3 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать
Содержание
1. Описание конструкции проектируемого привода
2. Кинематический расчет привода
2.1 Выбор электродвигателя привода
2.2 Назначение передаточных чисел
2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик
3.1 Расчет зубчатой передачи
3.2 Расчет поликлинового ремня
4. Расчет и построение эпюр
5. Расчет валов на выносливость
5.1 Проверка на усталостную прочность быстроходного вала
5.2 Проверка на усталостную прочность тихоходного вала
9. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений на прочность
10. Назначение посадок сопряжений деталей привода
11. Описание способа смазки передач и подшипников привода
11.1 Смазывание зубчатого зацепления
11.2 Смазывание подшипников
12. Описание порядка сборки редуктора привода
1. Описание конструкции проектируемого привода
Привод является неотъемлемой частью любой машины. Приводное устройство, разработанное в проекте, включает электродвигатель, вращение от которого посредством ременной передачи передаётся на редуктор и далее через муфту на другие устройства.
Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока серии 4А.
Муфты используются для соединения концов валов или для соединения валов с расположенными на них деталями. Основное назначение муфт – передача вращающего момента без изменения его модуля и направления. Муфты могут выполнять другие функции: предохранять механизм от перегрузок, компенсировать несносность валов, разъединять или соединять валы во время работы.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Назначение редуктора – передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор проектируют либо для привода отдельной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор:
Режим нагрузки – постоянный. Долговечность привода – 10000 часов. Редуктор с нижним расположением шестерни и горизонтальным расположением ременной передачи.
Соответствует условиям технического задания.
2. Кинематический расчет привода
2.1 Выбор электродвигателя привода
Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где – КПД муфты, = 0,98;
– КПД пары подшипников качения, = 0,99;
– КПД зубчатой передачи, = 0,97;
– КПД клиноременной передачи, = 0,93;
= 0,98·0,99 2 ·0,97·0,93 = 0,86
Расчетная требуемая мощность двигателя:
Рт.р. = Рз /
где Рз –мощность электродвигателя, Рз =2 кВт;
Определяем требуемое число оборотов двигателя:
,
где — число оборотов двигателя, — передаточное число редуктора, =4, — передаточное ременной передачи, =3, подбираем по таблице 5.5 приложения [1];
об/мин;
По данным таблицы 5.1 приложения [1] принимаем
электродвигатель 4А112МВ8У3, у которого:
— мощность двигателя, 3 кВт,
— синхронная частота вращения, 750 об/мин,
По формуле 5.7 приложения [1] определяем частоту вращения у нагруженного ротора:
2.2 Назначение передаточных чисел
По формуле 5.1 приложения [1] определим общее передаточное число двигателя:
Уточняем передаточное число цепной передачи:
передаточное число редуктора равно, =4,
передаточное число ременной передачи, u.ц.п. = 3;
Расчет нагрузочных и кинематических характеристик
Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.
Рассмотрим силовые и кинематические характеристики для каждого элемента привода
2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик
Ротор электродвигателя:
Р2 =Р1 **=2.33*0.93*0.99=2.15 кВт;
Р3 =Р2 **=2.15*0.99*0.97=2.06 кВт;
Р4 =Р3 *=2.06*0.98=2 кВт;
3.1 Расчет зубчатой передачи
Выбор материала, вида термообработки и определение допускаемых напряжений зубчатых колес
В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначают больше твердости колеса НВ2 .
В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с косыми зубьями выбираем сталь марки 40ХН, с улучшенной термообработкой, с твердостью: для колеса – НВ 250, для шестерни – НВ 295 [3].
Допускаемые контактные напряжения, МПа:
,
где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл. 3.2 [1]
МПа;
МПа;
– коэффициент долговечности, для длительной эксплуатации
=,
NHE1 =60*n2 *t=60*240.75*10 4 =144.5*10 6 – для шестерни;
==0.89 – для шестерни;
==0.98 – для колеса;
– коэффициент безопасности, примем =1,1.
МПа;
МПа;
Общее допускаемое контактное напряжение равно:
МПа;
Проектный расчет зубчатой передачи. Межосевое расстояние определяем по формуле 9.39[1], мм.:
;
где ; ; ;
148 мм;
По таблице 9.2[1] уточняем 160 мм;
Определяем модуль по таблице 9.1[1]:
mn =(0.01…0.02)*= 0.02 * 160 = 3.2
Определяем ширину колеса и шестерни:
мм – для колеса;
мм – для шестерни;
Определяем общее число зубьев, шестерни и колеса:
Zсум =2**cos(β)/ mn =2*160*cos(8 0 )/3=105;
Уточняем фактическое передаточное число:
cos(β)=( Z1 + Z2 )* mn /2*=(105*3)/2*160=0.99375;
Определяем диаметры колеса и шестерни по формуле 9.6[1]:
d1 = mn * Z1 / cos(β)=3*21/0.99375=64 мм – для шестерни;
d2 = mn * Z2 / cos(β)= 3*84/0.99375=256 мм – для колеса;
Проверим межосевое расстояние стр.146[1]:
=( d1 +d2 )/2=(64+256)/2=159.5 мм;
Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:
Определим силы в зацеплении:
Определение скорости и степени скорости по таблице 9.9[1]:
м/с;
м/с;
Проверочный расчет по формуле 9.42[1]:
;
275
1.88*cos(β)=1.88*cos(8 0 )=1.74;
;
Коэффициенты , , определяем по таблицам соответственно 9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:
=1.11;
=1.026;
=1.25;
МПа;
Δ=
Расчет зубьев при изгибе по формуле 9.44[1]:
;
zυ1 =z1 /cos 3 (β)=21/ cos 3 (8 0 )=21.62;
Тогда по таблице 9.10[1] YF1 и YF2 соответственно равны:
Допускаемое напряжение определяем по формуле 9.14[1]:
;
Пределы изгибной выносливости определяем по таблице 9.8[1]:
HB;
HB;
, , определяем по [1] стр.152
=1;
=1.5;
=1.8;
МПа;
МПа;
Определим по колесу или по шестерне будем вести расчет:
Расчет ведем по меньшей из величин
так как меньше то расчет ведем по шестерне, тогда
;
;
;
;
;
;
МПа;
;
3.2Расчёт цепной передачи
Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТу 13568-75) и определяем шаг цепи , мм:
;
где Т1 – вращающий момент на ведущей звёздочке, Hм;
– число зубьев той же звездочки;
– допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, =26 H/мм 2 ;
– коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;
Предварительно вычисляем величины, входящие в формулу
где , , , , , .
;
— число зубьев ведущей звёздочки
Согласно [2], скорости 0,86 м/с соответствует допускаемое давление принимаем равным 26 Н/мм. V – число рядов цепи принимаем равным 1;
мм
мм.
Определяем число зубьев ведомой звёздочки:
.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:
Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм :
— стандартный шаг цепи.
Тогда, межосевое расстояние в шагах:
Определяем число зубьев цепи :
Уточняем межосевое расстояние в шагах:
Определяем фактическое расстояние, мм:
Монтажное межосевое расстояние, мм:
Определяем длину цепи , мм:
Определяем диаметр звёздочек, мм:
– диаметр делительной окружности, мм:
– ведомой звёздочки:
– диаметр окружности выступов:
где – коэффициент высоты зуба, = 0.7; – коэффициент числа зубьев ведущей и ведомой звездочек;
– геометрическая характеристика зацепления:
Диаметр окружности впадин, мм.:
Проверочный расчёт
Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки , :
Проверим число ударов цепи о зубья звёздочек , :
Определяем фактическую скорость цепи , :
Определяем окружную силу, передаваемую цепью, Н.:
Проверяем давление в шарнирах цепи, Н/мм 2 :
где – площадь проекции опорной поверхности шарнира, =181.54 мм 2 ;
Допускаемое давление в шарнирах цепи уточняем в соответствии с фактической скоростью цепи [2]: =27 Н/мм 2 .
а) нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу , при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба , МПа:
,
где М– суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала ,Н∙мм; W–осевой момент сопротивления сечения вала , W=4287,5мм 2 ;
,
б) касательные напряжения изменяются по от нулевому циклу , при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения , МПа :
где –крутящий момент, Н∙м; Полярный момент инерции сопротивления сечения вала, Wρ =8575 мм 2 ;
Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала по формулам приложения [2], с.259:
;
где и – эффективные коэффициенты концентраций напряжений, / =3,5 , /=2,5; – коэффициент влияния шероховатости , =1; – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ;
в) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении валa по формулам приложения [2], с.259, Н/мм 2 :
где– и =0,58– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения , Н/мм 2 ;
;;
г) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям :
д) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
5.2 Проверка на усталостную прочность тихоходного вала
Определяем напряжения в опасных сечениях вала , Н/мм 2 :
а) нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу , при котором амплитуда напряжений равна расчетным напряжениям изгиба , МПа:
,
где М– суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении вала, Н∙мм; W–осевой момент сопротивления сечения вала, W= 9112,5мм 2 ;
,
б) касательные напряжения изменяются по от нулевому циклу , при котором амплитуда цикла равна половине расчетных напряжений кручения , МПа :
где –крутящий момент , Н∙м; – полярный момент инерции сопротивления сечения вала, Wρ = 18225 мм 2 ;
Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала :
;
где и – эффективные коэффициенты концентраций напряжений, / =3,5 , /=2,5 ;– коэффициент влияния шероховатости, =1; – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
в) Определяем пределы выносливости в расчетном сечении валa, Н/мм 2 :
где– и =0,58 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм 2 ;
;;
г) определяем коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям :
д) определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
6. Проверка подшипников качения на долговечность
Проверочный расчет предварительно выбранных подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного вала. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н., с базовой величиной , Н., или базовой долговечности , ч., с требуемой , ч., по условиям:
Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ 16162– 93 и составляет для зубчатых колес ≥ 10000ч.
Расчетная динамическая грузоподъемность , Н , и базовая долговечность , ч , определяются по формулам приложения [2], с. 128 :
где – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; m – показатель степени, m = 3,33; n – частота вращения соответствующего вала, об/мин.
По таблице 9.6 приложения [2], с. 136 определяем осевые нагрузки подшипников. Так как >то == 2854 Н;
Н;
По соотношению и выбираем соответствующую формулы для определения :
= 1· 8096·1,2 = 9715,2 Н;
= 1· 5555·1,2 = 6666 H;
Определяем динамическую грузоподъемность по большей эквивалентной нагрузке :
Н;
Такое соотношение расчетной и базовой динамических грузоподъемностей (22440 о С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорное кольцо и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Ведущий вал-шестерня устанавливается в корпус через отверстие под подшипник.
Для нормальной работы подшипников следует обеспечить легкое и свободное вращение подвижных элементов подшипников и в тоже время отсутствие излишне больших зазоров. Это обеспечивается с помощью регулировки подшипников, для чего применяют наборы тонких металлических прокладок, устанавливаемых под фланцы крышек подшипников.
Собранные валы укладывают в корпус редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в
подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Перед постановкой сквозных крышек устанавливают манжеты, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.
Далее на конец ведомого вала в шпоночную канавку, устанавливают муфту и закрепляют ее торцовым креплением.
Устанавливают маслоуказатель, заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытаниям, устанавливаемые техническими условиями.
1. А.В. Кузьмин, И.М. Чернин, Б.С. Козинцов. Расчеты деталей машин /Справочное пособие/. – Минск: Высшая школа, 1986 г.
2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа, 1991 г.
3. Курсовое проектирование деталей машин / Чернявский С.А. и др./ – М.: Машиностроение, 1987 г.
4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1984 г.
5. Кузьмин А.В. Расчеты деталей машин /Справочное пособие/. – Мн.: Высшая школа, 1986 г.
6. Прикладная механика /под. ред. проф. Скойбеды А.Т./ – Мн.: Высшая школа, 1997 г.
7. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1978 г.
– КПД муфты, 
– КПД пары подшипников качения, 
– КПД зубчатой передачи, 
– КПД клиноременной передачи, 
= 0,98·0,99 2 ·0,97·0,93 = 0,86
,
— число оборотов двигателя, 
— передаточное число редуктора, 
— передаточное ременной передачи, 
об/мин;
— мощность двигателя, 
3 кВт,
— синхронная частота вращения, 
750 об/мин,
=4,
Ротор электродвигателя:
=2.33*0.93*0.99=2.15 кВт;
,
– предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл. 3.2 [1]
МПа;
МПа;
– коэффициент долговечности, для длительной эксплуатации
,
=
=
0.89 – для шестерни;
=
=
0.98 – для колеса;
– коэффициент безопасности, примем 
=1,1.
МПа;
МПа;
МПа;
;
; 
; 
;
148 мм;
160 мм;
= 0.02 * 160 = 3.2
мм – для колеса;
мм – для шестерни;
м/с;
м/с;
;
275
1.88*cos(β)=1.88*cos(8 0 )=1.74;
;
, 
, 
определяем по таблицам соответственно 9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:
=1.11;
=1.026;
=1.25;
МПа;
;
;
HB;
HB;
, 
, 
определяем по [1] стр.152
МПа;
МПа;
меньше то расчет ведем по шестерне, тогда
;
;
;
;
;
;
МПа;
;
, мм:
;
– число зубьев той же звездочки;
– допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, 
=26 H/мм 2 ;
– коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;
, 
, 
, 
, 
, 
.
;
— число зубьев ведущей звёздочки
мм
мм.
.
и проверяем его отклонение 
от заданного:
— стандартный шаг цепи.
:
в шагах:
, мм:
– коэффициент высоты зуба, 
– коэффициент числа зубьев ведущей и ведомой звездочек;
– геометрическая характеристика зацепления:
, 
:
, 
:
, 
:
– площадь проекции опорной поверхности шарнира, 
уточняем в соответствии с фактической скоростью цепи [2]: 
равна расчетным напряжениям изгиба 
, МПа:
,
,
равна половине расчетных напряжений кручения 
, МПа :
–крутящий момент, Н∙м; Полярный момент инерции сопротивления сечения вала, Wρ =8575 мм 2 ;
; 
и 
– эффективные коэффициенты концентраций напряжений, 
/ 
=3,5 , 
/
=2,5; 
– коэффициент влияния шероховатости , 
=1; 
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения ;
и 
=0,58
– пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения , Н/мм 2 ;
;
;
,
,
–крутящий момент , Н∙м; 
– полярный момент инерции сопротивления сечения вала, Wρ = 18225 мм 2 ;
и 
=3,5 , 
– коэффициент влияния шероховатости, 
=1; 
– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
;
;
, Н., с базовой величиной 
, Н., или базовой долговечности 
, ч., с требуемой 
, ч., по условиям:
предусмотрена ГОСТ 16162– 93 и составляет для зубчатых колес 
≥ 10000ч.
, ч , определяются по формулам приложения [2], с. 128 :
– эквивалентная динамическая нагрузка, Н; m – показатель степени, m = 3,33; n – частота вращения соответствующего вала, об/мин.
=3602 H , 
=503 Н,
= 1,2 , 
= 1 ,
= 1 , 
= 51 c -1 , Y=1,62, X=0,4, Cr=36200 H;
Н
Н
>
то 
=
Н;
и 
выбираем соответствующую формулы для определения 
:
=1· 3602·1,2=4322,4 Н;
H;
:
Н;
и базовой 
динамических грузоподъемностей (22618 -1 ,Y=1,45, X=0,4, Cr=36200 H;
Н;
Н;
>
то 
=
= 2854 Н;
Н;
выбираем соответствующую формулы для определения 
= 1· 8096·1,2 = 9715,2 Н;
= 1· 5555·1,2 = 6666 H;
Н;
и базовой 
динамических грузоподъемностей (22440 о С; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорное кольцо и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
