Определение частоты вращения валов

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсовой работы является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей работы является разработка привода.

Привод состоит из электродвигателя, редуктора и ременной передачи.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатая передача проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

1.1.Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

 

Рис. 1 Кинематическая схема привода

 

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 – быстроходный (входной) вал редуктора;

23 – промежуточный вал;

4 - тихоходный (выходной) вал.

В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

 

 

1.2.Выбор электродвигателя.

Общий КПД привода.

 - Общий КПД привода /1.стр.4/;                   

где  - КПД отдельных передач и подшипников , m – количество пар подшипников.

КПД отдельных передач принимаем из табл.1.1. /1.стр.5./.

=0,96 – КПД клиноременной передачи;

=0,97 - КПД редуктора;

=0,99² - КПД пары подшипников;

.

 

1.3.Потребная мощность электродвигателя.

 - потребная мощность электродвигателя                       

где Р₄ – мощность на выходном валу, кВт;

кВт.

1.4 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна

n’_ЭД = n₄×U’_ОБЩ,                                                                             

где n₄ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

U’_ОБЩ = U’₁₂×U’₃₄ – ориентировочное общее передаточное отношение;

U’₁₂, U’₃₄– ориентировочные передаточные числа передач привода;

Принимаем согласно [1] U’₁₂ =3, U’₃₄ =4, тогда

U’_ОБЩ = 3×4 = 12, тогда

n’_ЭД = 195×12 = 2340 об/мин.

По каталогу [2] выбираем электродвигатель с ближайшим к n’_ЭД и Р’_ЭД значениями. Таковым электродвигателем является АИР 132М2/2910 (см. рис.1.1). Его параметры: , n_ЭД = 2910 об/мин.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

2.1.Определение расчетных передаточных чисел.

Общее передаточное отношение привода:

,                                                                                   

Принимаем U₃₄=4, тогда U₁₂ =3,73;

 

Угловые скорости валов

Угловые скорости на валах определяем по формулам

2.4.Мощности на валах

2.5.Определение крутящих моментов на валах.

Моменты на валах

Результаты расчета сводим в таблицу:

Таблица 1 – Основные кинематические и силовые параметры привода.

Перед.	U	Вал
1-2	3,73	1	2910	304,58	8,99	29,5
		2-3	780,16	81,65	8,63	105,6
3-4	4
		4	195,04	20,41	8,28	405,6

 

Расчет передачИ ПРИВОДА

Рис.2 – Эскиз передачи

 

3.1.Выбор материала зубчатых колёс.

Так как к приводу не предъявляется особых требований по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть примерно на 10% выше твёрдости рабочих поверхностей колеса. 

Таблица 2.

звено	материал	тепло обработка	твердость
Колесо 4	Ст 45	улучшение	235… 262 НВ
Шестерня 3	Ст 40Х	улучшение	365… 302 НВ

3.2.Определение допускаемых контактных напряжений.

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны ,

где  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм².

S_н - коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объёмная закалка) материала S_н=1,1.

,                                                                                           

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм².

- коэффициент долговечности.

Принимаем  по табл.4.1 /4.стр.14/.

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

                                                                                                   

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки ,                                                                 

n – частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;

с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;  - суммарное время работы передачи.

,                                                                           

 - срок службы передачи, годы;

 - коэффициент использования передачи в течение года;

- коэффициент использования передачи в течение суток.

 

с=1.

,                                                                                                

При  для переменной нагрузки принимают =1. В остальных случаях 2,4.

КОЛЕСО

ШЕСТЕРНЯ                                                                      

                                                      

В качестве расчетного принимается

 

3.3.Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

,                                                                                               

где  - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

S_F - коэффициент безопасности.

,                                                                                        - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм².

-коэффициент долговечности

По 4.2.2. /4.стр.16/ принимаем ,                                         

,                                                                                                  

Для зубчатых колёс с твёрдостью  и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости m_F=6.

При  принимается .

 - базовое число циклов перемены напряжений;

,                                                                                                       

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений;

,                                                                               

КОЛЕСО

ШЕСТЕРНЯ

 

3.4.Определение коэффициентов нагрузки.

3.4.1.Коэффициенты концентрации нагрузки.

По ГОСТ 21334-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .

,                                              

где  - передаточное число рассчитываемой передачи.       

Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /4.стр.22/ при  и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.

; .

 

3.4.2.Динамические коэффициенты.

Значения коэффициентов  и  выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.

При расчете прямозубых конических передач степень точности принимается на одну меньше фактической.

Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /4.стр.23/:

,                                                                                                

где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, 1/мин;

- вспомогательный коэффициент;

 - момент на колесе рассчитываемой пары, Нм.

По табл.5.1. /4.стр.23/ принимаем

;

По табл.5.2 /4.стр.24/ принимаем 8-ю степень точности.

Коэффициент  принимаем по табл.5.3 /4.стр.25/,  

Коэффициент  принимаем по табл.5.4 /4.стр.26/,

;

.

 

3.5.Расчет передач косозубыми цилиндрическими колесами по контактным напряжениям

 

Таблица – 3

Наименование рассчитываемого параметра	обозначение	размерность	Численное значение
Межосевое расстояние		мм	115
Модуль передачи (нормальный)		мм	1,75
Диаметр начальной окружности шестерни		мм	46,403
Диаметр начальной окружности колеса		мм	183,594
Диаметр окружности выступов шестерни		мм	49,903
Диаметр окружности выступов колеса		мм	187,094
Диаметр окружности впадин шестерни		мм	42,028
Продолжение таблицы – 3
Диаметр окружности впадин колеса		мм	179,219
Ширина зубчатого венца шестерни		мм	97
Ширина зубчатого венца колеса		мм	92
Степень точности передачи	-	-
Угол наклона зуба		град	30 ̊
Окружная сила в зацеплении		Н	4418,445
Радиальная сила в зацеплении		Н	1856,969
Осевая сила в зацеплении		Н	2550,99

 

-условие работоспособности передачи.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния

Определяем модуль зацепления

Суммарное число зубьев

Уточняем значения угла

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

 

Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей вершин

Диаметры окружностей впадин

Ширина зубчатого венца

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

3.5.1. Проверочный расчет по контактным напряжениям

Недогруз 2,15%

 

3.5.2. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

                                                                            

где  - коэффициент прочности зуба, выбираемый по табл. 6.5 /4.стр.32/ в зависимости от эквивалентного числа зубьев

Рис. 4

Размеры отдельных участков вала определяем по формулам (рис.4.3):

;                                     

;                                         

;                                        

;    

Выбор подшипников.

Принимаем радиально-упорные роликовые конические подшипники легкой серии. Так как конические колеса должны быть точно и жестко зафиксированы в осевом направлении.

 

Рис. 5

Таблица – 4

вал	тип		d	D	B
2-3	Шариковый радиальный	209	45	85	19
4	Шариковый радиальный	211	55	100	21

4.3 Выбор муфты

Таблица – 5

вал	тип	d	D	L	Усл.обознач.	Т
4	МУВП	45	170	169		500

МУВП 500-45-I-У3  ГОСТ 21424-93.

Рис.8 – Силовая схема.

7.3. Определение реакций опор выходного вала и построение эпюр:

Рис. 9 – Расчетная схема вала 4

 

7.3.1 Опорные реакции вала

  

 

7.3.2.Суммарная реакция

 

7.3.3.Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников:

;

V – коэффициент вращения кольца: V =1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

– коэффициент безопасности: , выбираем по таблице 7.4 /стр.107/

– температурный коэффициент: , рабочая температура .

Так как подшипник опоры 1 более нагружен, то расчет ведем по опоре 1.

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при  (вероятность безотказной работы 90%),  (обычные условия применения). Грузоподъемность .

 

ВЫБОР СОЕДЕНИТЕЛЬНЫХ МУФТ

Рис. 11

 

    Исходя из условий работы данного привода, будет использоваться втулочная муфта исполнения 2 со шпоночным пазом (ГОСТ 23360-78). Муфта выбирается по диаметру вала и по величине расчетного момента.

 - выбираем из таблицы 4.2.

Выбираем муфту МУВП 500-45-I-У3  ГОСТ 21424-93.

 

ВЫБОР СМАЗКИ

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку, заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактном напряжении равном и скорости.

, рекомендуемая кинематическая вязкость 28 мм²/с

Выбираем масло индустриальное И-Г-А-32

Объем масляной ванны:

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

При работе над курсовой работой были закреплены знания методик расчетов типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей. Был выбран электродвигатель.

Проектный расчет зубчатой передачи выполнен по критерию контактной прочности поверхности зубьев. После определения размеров передач проведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости. Все условия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения элементов передач в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов. Были определены способы изготовления и размеры конструктивных элементов зубчатых колес, форма и размеры элементов корпуса редуктора.

Выбранные подшипники проверены на пригодность, по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности.

Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.

Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников.

Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа.

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Целью курсовой работы является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин.

Задачей работы является разработка привода.

Привод состоит из электродвигателя, редуктора и ременной передачи.

Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатая передача проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие.

Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма.

В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения.

 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

1.1.Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

 

Рис. 1 Кинематическая схема привода

 

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 – быстроходный (входной) вал редуктора;

23 – промежуточный вал;

4 - тихоходный (выходной) вал.

В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся.

 

 

1.2.Выбор электродвигателя.

Общий КПД привода.

 - Общий КПД привода /1.стр.4/;                   

где  - КПД отдельных передач и подшипников , m – количество пар подшипников.

КПД отдельных передач принимаем из табл.1.1. /1.стр.5./.

=0,96 – КПД клиноременной передачи;

=0,97 - КПД редуктора;

=0,99² - КПД пары подшипников;

.

 

1.3.Потребная мощность электродвигателя.

 - потребная мощность электродвигателя                       

где Р₄ – мощность на выходном валу, кВт;

кВт.

1.4 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна

n’_ЭД = n₄×U’_ОБЩ,                                                                             

где n₄ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин;

U’_ОБЩ = U’₁₂×U’₃₄ – ориентировочное общее передаточное отношение;

U’₁₂, U’₃₄– ориентировочные передаточные числа передач привода;

Принимаем согласно [1] U’₁₂ =3, U’₃₄ =4, тогда

U’_ОБЩ = 3×4 = 12, тогда

n’_ЭД = 195×12 = 2340 об/мин.

По каталогу [2] выбираем электродвигатель с ближайшим к n’_ЭД и Р’_ЭД значениями. Таковым электродвигателем является АИР 132М2/2910 (см. рис.1.1). Его параметры: , n_ЭД = 2910 об/мин.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.

2.1.Определение расчетных передаточных чисел.

Общее передаточное отношение привода:

,                                                                                   

Принимаем U₃₄=4, тогда U₁₂ =3,73;

 

Определение частоты вращения валов

Угловые скорости валов

Угловые скорости на валах определяем по формулам

2.4.Мощности на валах

2.5.Определение крутящих моментов на валах.

Моменты на валах

Результаты расчета сводим в таблицу:

Таблица 1 – Основные кинематические и силовые параметры привода.

Перед.	U	Вал
1-2	3,73	1	2910	304,58	8,99	29,5
		2-3	780,16	81,65	8,63	105,6
3-4	4
		4	195,04	20,41	8,28	405,6

 

Расчет передачИ ПРИВОДА

Рис.2 – Эскиз передачи

 

3.1.Выбор материала зубчатых колёс.

Так как к приводу не предъявляется особых требований по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть примерно на 10% выше твёрдости рабочих поверхностей колеса. 

Таблица 2.

звено	материал	тепло обработка	твердость
Колесо 4	Ст 45	улучшение	235… 262 НВ
Шестерня 3	Ст 40Х	улучшение	365… 302 НВ

3.2.Определение допускаемых контактных напряжений.

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны ,

где  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм².

S_н - коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объёмная закалка) материала S_н=1,1.

,                                                                                           

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм².

- коэффициент долговечности.

Принимаем  по табл.4.1 /4.стр.14/.

- базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

                                                                                                   

- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой нагрузки ,                                                                 

n – частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин;

с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;  - суммарное время работы передачи.

,                                                                           

 - срок службы передачи, годы;

 - коэффициент использования передачи в течение года;

- коэффициент использования передачи в течение суток.

 

с=1.

,                                                                                                

При  для переменной нагрузки принимают =1. В остальных случаях 2,4.

КОЛЕСО

ШЕСТЕРНЯ                                                                      

                                                      

В качестве расчетного принимается

 

3.3.Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

,                                                                                               

где  - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

S_F - коэффициент безопасности.

,                                                                                        - предел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений, Н/мм².

-коэффициент долговечности

По 4.2.2. /4.стр.16/ принимаем ,                                         

,                                                                                                  

Для зубчатых колёс с твёрдостью  и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости m_F=6.

При  принимается .

 - базовое число циклов перемены напряжений;

,                                                                                                       

 - эквивалентное число циклов перемены напряжений;

,                                                                               

КОЛЕСО

ШЕСТЕРНЯ

 

3.4.Определение коэффициентов нагрузки.

3.4.1.Коэффициенты концентрации нагрузки.

По ГОСТ 21334-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для выбора коэффициентов рассчитываем параметр .

,                                              

где  - передаточное число рассчитываемой передачи.       

Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /4.стр.22/ при  и , определяем значения коэффициентов концентрации нагрузки.

; .

 

3.4.2.Динамические коэффициенты.

Значения коэффициентов  и  выбирают в зависимости от окружной скорости в зацеплении, точности изготовления передачи и твердости.

При расчете прямозубых конических передач степень точности принимается на одну меньше фактической.

Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /4.стр.23/:

,                                                                                                

где - частота вращения шестерни рассчитываемой пары колёс, 1/мин;

- вспомогательный коэффициент;

 - момент на колесе рассчитываемой пары, Нм.

По табл.5.1. /4.стр.23/ принимаем

;

По табл.5.2 /4.стр.24/ принимаем 8-ю степень точности.

Коэффициент  принимаем по табл.5.3 /4.стр.25/,  

Коэффициент  принимаем по табл.5.4 /4.стр.26/,

;

.

 

3.5.Расчет передач косозубыми цилиндрическими колесами по контактным напряжениям

 

Таблица – 3

Наименование рассчитываемого параметра	обозначение	размерность	Численное значение
Межосевое расстояние		мм	115
Модуль передачи (нормальный)		мм	1,75
Диаметр начальной окружности шестерни		мм	46,403
Диаметр начальной окружности колеса		мм	183,594
Диаметр окружности выступов шестерни		мм	49,903
Диаметр окружности выступов колеса		мм	187,094
Диаметр окружности впадин шестерни		мм	42,028
Продолжение таблицы – 3
Диаметр окружности впадин колеса		мм	179,219
Ширина зубчатого венца шестерни		мм	97
Ширина зубчатого венца колеса		мм	92
Степень точности передачи	-	-
Угол наклона зуба		град	30 ̊
Окружная сила в зацеплении		Н	4418,445
Радиальная сила в зацеплении		Н	1856,969
Осевая сила в зацеплении		Н	2550,99

 

-условие работоспособности передачи.

Определяем предварительное значение межосевого расстояния

Определяем модуль зацепления

Суммарное число зубьев

Уточняем значения угла

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

 

Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей вершин

Диаметры окружностей впадин

Ширина зубчатого венца

Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

3.5.1. Проверочный расчет по контактным напряжениям

Недогруз 2,15%

 

3.5.2. Проверочный расчет по напряжениям изгиба.

                                                                            

где  - коэффициент прочности зуба, выбираемый по табл. 6.5 /4.стр.32/ в зависимости от эквивалентного числа зубьев

123Следующая ⇒

Поделиться: