Энергетический и кинематический расчеты привода.

Введение.

 

Проектирование любой машины – сложная конструкторская задача , решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определённых свойств , характеризующих возможность снижения затрат материалов , энергии и труда на разработку и изготовление , ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что, руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчёта, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на её создание и применение.

Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой курсанта, охватывающей вопросы расчёта деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов: механики, теории машин и механизмов, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и т.д.

                                                                                                                             

 

 

Предварительный расчет и проектирование валов редуктора.

 

Выполнятся без учета деформации изгиба, только на кручение.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала, мм.

 

 

где  – допускаемое напряжение на кручение, для валов из углеродистой стали равное 20 МПа.

Увеличиваем рассчитанный диаметр вала на 5-10% , так как вал в этом месте ослаблен шпоночной канавкой, полученное значение округляем до стандартного: =40мм

Диаметр вала под уплотнение:

Округлив полученное значение до стандартного получим =45мм.

 

Диаметр вала под подшипники:

Округлив полученное значение до стандартного получим =50мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Округлив полученное значение до стандартного получим =52мм.

Диаметр буртика вала:

Округлив полученное значение до стандартного получим =60мм.

 

 

Ведомый вал, ,мм.

 

 

где  – допускаемое напряжение на кручение, равное 20 МПа.

Увеличиваем рассчитанный диаметр вала на 5-10% , так как вал в этом месте ослаблен шпоночной канавкой, полученное значение округляем до стандартного: =70мм

Диаметр вала под уплотнение:

Округлив полученное значение до стандартного получим =75мм.

Диаметр вала под подшипники:

Округлив полученное значение до стандартного получим =80мм.

Диаметр вала под зубчатое колесо:

Округлив полученное значение до стандартного получим =82мм.

Диаметр буртика вала:

Округлив полученное значение до стандартного получим =90мм.

 

Выбор муфты.

 

 

Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП с цилиндрическими расточками полумуфт по наибольшему диаметру вала  .

Вращающий момент рассчитан ранее:

Т = 1204,5 Н м

По таблице выбираем коэффициент режима работы откуда – k_p=1,5.

Рассчитаем расчётный момент Т_р.

По таблице находим, что для валов диаметром 90 мм подходит муфта с наружным диаметром D = 400 мм и допускаемым расчётным моментом Т_р=2 кН м.

 

 

 

8.0. Конструктивные размеры элементов зубчатых колес, корпуса редуктора.

Зубчатые колеса:

В редукторе целесообразно применить насадные шестерню и зубчатое колесо.

Для шестерни важным параметром является только ширина зубчатого венца: b₁ = 105 мм.

Длина ступицы шестерни:

L_ст =(1,0..1,5) d_вал =(1,0..1,5) 52 = (52…78) мм.

Принимаем L_ст =70мм.

Для ведомого зубчатого колеса принимаем см. рис 3:

d_a = 312 мм.

d_вал = 68 мм.

d_ст = (1,5..1,7)d_вал =(1,5..1,7)68=(102…115,6) мм.

Принимаем d_ст=110мм.

L_ст =(1,0..1,5) d_вал = (1,0..1,5) 82 = (82…123) мм.

Принимаем L_ст =70мм как у шестерни.

с = (0,2..0,4)b₂ =(0,2..0,4)50=(10…20) мм.

Принимаем С=10мм

g = (1,8..3)m =(1,8..3)4=(7,2…12) мм.

Принимаем g =10мм.

g_ст = 15 мм.

D_отв = 0,5(d_a – 4,5m – 2g + d_ст) = 0,5(312 – 4,5∙4 – 2∙10 + 110) = 196,5 мм.

d_отв = (0,35..0,4)( d_a – 4,5m – 2g – d_ст) = (0,35..0,4)(312 – 4,5∙4 – 2∙10 -110) = (60..70)мм.

Принимаем d_отв=65мм

Размер фасок по торцам зубчатого венца: n = 0.5m = 0.5∙4 =2 мм.

Рис. 3 Конструкция зубчатого колеса.

Корпус редуктора:

Толщина стенки редуктора (по литейным требованиям d ≥8,0 мм):

d=0.025а + 1= 0.025∙200 + 1= 6 мм.

Принимаем d=8 мм.

 

Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора:

 

до боковой поверхности вращающейся части – с = (1,0..1,2)δ = 8 мм.

до боковой поверхности подшипника качения – с₁ = 3..5 мм.

 

Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев:

 

до внутренней поверхности стенки редуктора – с₅ = 1,2δ = 9,6 мм.

до внутренней нижней поверхности стенки кор­пуса – с₆ = (5..10)m = 20 мм.

 

Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора – c₇ = 5..8 мм.

 

Ширина фланцев S, соединяемых болтом диаметром d_болт=1,5δ=12мм.,   

 k=f(d_болт) – S = k + δ + 6 = 33 + 8 + 6 = 33 мм.

Диаметры болтов, соединяющих:

- редуктор с рамой – d₁ = 2,0∙δ = 16 мм.

- корпус с крышкой у бобышек подшипников – d₂ = 1,5∙δ = 12 мм.

- корпус с крышкой по периметру соединения – d₃ = 1,0∙δ = 8 мм.

- корпус со смотровой крышкой – d₄ = 6 мм.

 

Число болтов:

- диаметром d₁ – z₁ = (L_нар + B_нар)/(200..300) = 4 шт.

- диаметром d₂ – z₂ = 8 шт.

- диаметром d₃ – выбирается так, чтобы расстояние L между болтами L = (12..15)d₃

 

Ширина фланцев редуктора:

- фундаментного – S₁ = δ + x + k₁ = 8 + 2 + 40 = 50 мм.

- корпуса и крышки (у подшипников) – S₂ = δ + x + k₂ = 8 + 3 + 33 = 44 мм.

- корпуса и крышки (по периметру) – S₃ = δ + x + k₃ = 8+3+24 = 35 мм.

 

Толщина фланцев редуктора:

- фундаментного – δ_фл1 = 2,3∙δ = 19 мм.

- корпуса – δ_фл2 = 1,5∙δ = 12 мм.

- крышки – δ_фл3 = 1,35∙δ = 11 мм.

 

 Предварительный выбор подшипников качения.

 

В качестве опор валов предварительно выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники легкой серии

 

для ведущего вала – Подшипник 210 ГОСТ 8338-75 – 2шт.

которые имеют следующие характеристики:

С=33,2 кН; d=50 мм; D = 90 мм; В= 20 мм; r = 2 мм.

для ведомого вала – Подшипник 216 ГОСТ 8338-75 – 2шт.

которые имеют следующие характеристики:

С=66,3 кН; d=80 мм; D = 140 мм; В= 26 мм; r = 3 мм.

Уточненный расчет валов

 

.

Общие данные: материал вала – сталь 45 нормализованная, при ее прочности , предел усталостной прочности  (по нормальным напряжениям),  (по касательным напряжениям).

Окружная сила F_t=5772,3 Н.

Радиальная сила F_r=2117,9 Н.

Нагрузка, изгибающая вал от ременной передаче (определена ранее)

F_в = 724,1 H

Вследствие неточностей монтажа передачи (несосностей, перекосов) муфты нагружают валы дополнительной нагрузкой - силой F_м. Ориентировочно можно принимать F_м=(0,2…0,3) F_t, где F_м=(0,2…0,3)∙5772,3=1200 Н.

 

Расчет подшипников

 

Проверка долговечности подшипников:

Желаемая долговечность L=10000 ч.

 

9.1 Проверяем подшипники ведущего вала:

Предварительно были взяты подшипники №210 ГОСТ 8338-75 которые имеют следующие характеристики:

С=25,7 кН; d=45 мм; D = 80 мм; В= 20 мм; r = 3 мм.

 

Выполним проверку:

Эквивалентная динамическая нагрузка P_m по более нагруженной опоре В:

где     V – коэффициент вращения, V=1 ;

    X_m – коэффициент радиальной нагрузки, X_m=1 ;

 – учитывает безопасности (в данном случае =1,2);

 – учитывает влияние температуры подшипникового узла ( при t≤100º =1);

 

P_m = 1∙1∙2191∙1∙1,2 = 2629 H

 

Расчетная динамическая грузоподъемность:

р = 3 для шарикоподшипников (см. [1] стр. 65);

Т.к. С_расч < С , принятый ранее подшипник удовлетворяет всем условиям и обеспечивает необходимую долговечность.

 

9.2 Проверяем подшипники ведомого вала:

Предварительно были взяты подшипники №213 ГОСТ 8338-75 которые имеют следующие характеристики:

С=44,9 кН; d=65 мм; D = 120 мм; В= 23 мм; r = 2.5 мм.

 

Выполним проверку:

Эквивалентная динамическая нагрузка P_m по более нагруженной опоре:

где     V – коэффициент вращения, V=1 (см. [1] – стр.65);

X_m – коэффициент радиальной нагрузки, X_m=1 (см. [6] – стр.110 табл. 5.5);

 – учитывает динамичность нагрузки (в данном случае =1,2);

 – учитывает влияние температуры подшипникового узла ( при t≤100º =1);

 

P_m = 1∙1∙3129∙1∙1,2 = 3754,8 H

 

Расчетная динамическая грузоподъемность:

р = 3 для шарикоподшипников (см. [1] стр. 65);

Т.к. С_расч < С , принятый ранее подшипник удовлетворяет всем условиям и обеспечивает необходимую долговечность.

 

 

Введение.

 

Проектирование любой машины – сложная конструкторская задача , решение которой может быть найдено не только с достижением требуемого технического уровня, но и придания конструкции определённых свойств , характеризующих возможность снижения затрат материалов , энергии и труда на разработку и изготовление , ремонт и техническое обслуживание.

Задача конструктора состоит в том, что, руководствуясь соображениями технической целесообразности проектируемой машины, уметь использовать инженерные методы расчёта, позволяющие обеспечить достижение поставленной задачи при рациональном использовании ресурсов, выделяемых на её создание и применение.

Курсовой проект завершает общетехнический цикл инженерной подготовки специалиста. Он является важной самостоятельной работой курсанта, охватывающей вопросы расчёта деталей машин по критериям работоспособности, рациональном выборе материалов контактирующих пар и системы смазки с целью обеспечения максимально возможного КПД и базирующейся на знании ряда предметов: механики, теории машин и механизмов, сопротивления материалов, взаимозаменяемости и стандартизации, основ конструирования машин, технологических процессов машиностроительного производства и т.д.

                                                                                                                             

 

 

Энергетический и кинематический расчеты привода.

 

 

3.1 Определение расчетной мощности привода.

 

где Р_тр – требуемая мощность электродвигателя:

Р - мощность на выходном валу редуктора.

    h_общ – общий КПД привода.

Определяем общий КПД привода.

(1),

 

где     h_общ – общий КПД привода;

h_р – КПД ременной передачи;

h_з.п. – КПД конического зацепления;

h_п.к. – КПД пары подшипников качения;

h_м. – КПД муфты.

Необходимые значения КПД определяем из таблицы 1 (см. [1] стр.3) Имеем: h_р=0,95 h_з.п.=0,96, h_п.к.=0,99, h_м.=0,98. Подставляя числовые данные в формулу (1) получим:

 

3.2 Выбор электродвигателя

Выберем передаточное число, для этого максимальную частоту вращения вала разделим на частоту вращения выходного вала. Для начала переведем частоту вращения выходного вала в об/мин, для этого умножим на 60:

n_з=7∙60/(2∙3.14)=66.87 об/мин

Чтобы определить общее передаточное число, разделим максимальную частоту вращения вала быстроходного двигателя требуемой мощности из рекомендованных в табл.17.7.1.

1460/66.87=21.83

Выбираем u=21.83

Определяем требуемую мощность и частоту вращения вала электродвигателя.

 

P_тр = P_з / h_общ = 7,5 / 0,876 = 8.5 кВт;

 

n_тр = n_з × u_общ =66.87 × 21.83 = 1459.77 мин^–1.

 

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А132M4У3 с номинальной мощностью Р = 11 кВт, c частотой вращения n_асинхр = 1460 мин^–1 (см. табл. 3.3).

 

3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его

по отдельным передачам.

 

Распределяем общее передаточное отношение привода между передачами. Принимаем передаточное число зубчатой передачи u_зп =5, ременной передачи u_pп = 21.83/5=4.366

Выполняем кинематический расчет привода.

 

 

3.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

(таблица).

 

3.4.1 Определение частот вращения валов:

Частота вращения электродвигателя нам уже известна и составляет:

n_эд = 1460 ^-1мин

Для наглядности расчета начертим схему привода:

Определим частоту вращения  вала:

 

Определим частоту вращения  вала:

                              

где — частота вращения вала электродвигателя.

— передаточное отношение ременной передачи.

Определим частоту вращения  вала:

                            

где — передаточное число зубчатой передачи.

 

 

 

      3.4.2 Определяем угловые скорости вращения валов:

 

Общая формула для определения угловой скорости i-го звена:

Определим угловую скорость вала электродвигателя:

 

    

где — частота вращения вала электродвигателя.

 

Определим угловую скорость  вала:

 

 

Определим угловую скорость  вала:

 

 

Определим угловую скорость  вала:

 

 

3.4.3 Определяем мощности на валах привода:

Мощность на валу электродвигателя составляет:

 

.

 

Определим мощность на валу:

 

 

где — КПД ременной передачи.

 

Определим мощность на валу:

 

где — КПД зубчатой передачи.

— КПД подшипников качения.

 

Определим мощность на  валу:

 

 

где — КПД муфты.

 

 

3.4.4 Определение крутящих моментов:

 

Общая формула для определения крутящего момента i-го звена:

где — мощность на i-ом валу.

— угловая скорость i-го вала.

 

Определим крутящий момент на валу электродвигателя:

 

 

 

Определим крутящий момент на  валу:

 

 

Определим крутящий момент на  валу:

 

 

Определим крутящий момент на  валу:

 

Результаты расчета сводим в таблицу.

Таблица 1

Силовые и кинематические характеристики привода

Номер вала	Мощность Р, кВт		Частота вращении n, мин-1	Угловая скорость ω, с-1	Крутящий момент Т, Нм
Эл. двиг.	11	1460		152,8	72
1	10,45	1460		152,8	68,39
2	9,932	334,4		35	275,31
3	9,636	66,88		7	1376,5

 

 

 

1234Следующая ⇒

Поделиться: