РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА

Стр 1 из 5Следующая ⇒

СОДЕРЖАНИЕ

1. РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА……………………………. 3

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА…………… 4

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ…………………………………………………………………………………… 7

4. РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ………………………………….10

5. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПОЛИКЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ…………………………...16

6. ЭСКИЗНОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ РЕДУКТОРА…………………………………..22

7. РАСЧЕТНАЯ СХЕМА ВАЛОВ РЕДУКТОРА………………………………………………..28

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ………………………………………………36

9. РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА ОБЩЕГО ВИДА РЕДУКТОРА………………………………….39

10. РАСЧЕТ ТЕХНИЧЕСКОГО УРОВНЯ РЕДУКТОРА………………………………………50

11. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ………………………………………………………………….51

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ……………………………………………...57

РАЗРАБОТКА КИНЕМАТИЧЕСКОЙ СХЕМЫ ПРИВОДА

1.1 Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого привода с цилиндрическим редуктором (рис.1)

Рис.1 Кинематическая схема:

1-двигатель; 2-передача поликлиновым ремнем; 3-одноступенчатый цилиндрический редуктор.

Условия эксплуатации

Работа в две смены, нагрузка маломеняющаяся, режим работы нереверсивный, продолжительность смены t_c = 8 ч

Срок службы приводного устройства

1.3.1 Срок службы (ресурс), определяем по формуле

L_h= 365* L_г*k_г* t_c* L_c* k_c (1.1)

где

L_г – срок службы привода, L_r = 5 л.;

k_r – коэффициент годового использования, k_r = 0, 7;

t_c – продолжительность системы, t_c = 8ч.;

L_c – число смен; L_c =2;

k_c – коэффициент суточного использования, k_c = 0, 33.

L_h = 365*5*0, 7*8*2*0, 33 = 6745 ч

1.3.2 Принимаем время простоя приводного устройства 10% ресурса

Тогда

L_h = 6745*0, 9 = 6070 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 6100 ч.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

2.1.1 Определяем потребляемую мощность привода, т.е. мощность на выходе, по формуле

_вых= (2.1)

Р_вых =

2.1.2 Определяем общий КПД привода по формуле

η _общ= η _зп* η _оп * η _пк(2.2)

где

η _зп – КПД закрытой передачи, цилиндрическая зубчатая передача η = 0, 96…0, 98., принимаем η _зп= 0, 98;

η _оп – КПД открытой передачи, ременная передачи поликлиновым ремнем η =0, 94…0, 96, принимаем η _оп=0, 96;

η _пк – КПД одной пары подшипников качения, η =0, 99…0, 995, принимаем η =0, 99.

тогда

N_общ = 0, 98 * 0, 96 * 0, 99²= 0, 92

2.1.3 Определяем требуемую мощность электродвигателя по формуле:

Р_э.тр = (2.3)

Р_э.тр =

2.1.4 Выбор электродвигателя

По таблице К9 [1] принимаем трехфазный асинхронный электродвигатель, общего значения в закрытом обдуваемом исполнении типа 4АМ100L4Y3, для которого номинальная мощность – Р_ном=4, 0 кВт, номинальная частота вращения n_ном=1430 об/мин.

2.2 Определяем общее передаточное число привода по формуле:

U_общ= (2.4)

U_общ=

2.2.2 Определяем передаточное число ступеней привода.

Определение и выбор передаточных чисел ступеней производим разбивкой общего передаточного числа привода.

U_общ= U_р * U_ред (2.5)

где

U_р– передаточное число ременной передачи;

U_ред - передаточное число редуктора.

Принимаем передаточное число редуктора U_ред = 4, 0 ГОСТ 2185 – 66 [2]

Тогда передаточное число ременной передачи рассчитываем по формуле:

U_р =

2.2.3 Определяем частоту вращения быстроходного вала редуктора по формуле

n₁ = n₂* U_ред(2.6)

n₁= 85 * 4, 0 = 340 об/мин.

2.3 Определяем вращающий момент на быстроходном валу редуктора по формуле:

Т₁ = (2.7)

Т₁ = Н*м

2.4 Определяем вращающий момент на валу электродвигателя по формуле:

Т_дв = (2.8)

Т_дв = Н*м

ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Выбор материала и термической обработки.

По таблице 3.1 [1], назначаем для изготовления зубчатых колес сталь 40Х с термической обработкой: колеса – улучшение, 296…302 НВ; шестерни – улучшение и закалка ТВЧ, 45…50 HRC.

Допускаемые напряжения.

Определяем контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для шестерни и колеса.

3.2.1 Определяем допускаемые напряжения для колеса.

Определяем среднюю твердость колеса:

НВ_ср =

Базовые числа циклов нагружений:

- контактная прочность

N_HO₂ = (НВ_ср)³ (3.1)

N_HO₂= 299³ = 2, 6 * 10⁷ циклов

- изгиб

N_FO₂ = 4 * 10⁶ циклов.

Действительное число циклов перемены напряжений:

N₂ = 60 * n₂ * L_n (3.2)

где

n₂ – частота вращения колеса, n₂ = 85 об/мин.

L_h – срок службы, L_h = 6100 ч.

тогда

N₂ = 60 * 85 * 6100 = 3, 1 * 10⁷ циклов.

Определяем коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

K_HL₂ = ≤ K_HLmax (3.3)

При термической обработке улучшение K_HLmax = 2, 6

K_HL₂ = = 0, 97 ≤ 2, 6

Определяем коэффициент долговечности на изгиб

Так как N₂> N_FL₂то N_FL₂= 1.

Значение [σ ]_HO и [σ ]_FO принимаем по таблице 2.2 [3]

[σ ]_HO₂= 1, 8 НВ_ср + 67 (3.4)

[σ ]_HO₂ = 1, 8 * 299 + 67 = 605 Н/мм²

[σ ]_FO₂ = 1, 03 НВ_ср

[σ ]_FO₂ = 1, 03 * 299 = 308 Н/мм²

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле

[σ ]_H₂= K_HL₂* [σ ]_HO₂(3.6)

[σ ]_H₂= 0, 97 * 605 = 587 Н/мм²

Определяем допускаемое напряжение изгиба по формуле

[σ ]_F₂ = K_FL₂ * [σ ]_FO₂(3.7)

[σ ]_F₂ = 1 * 308 = 308 Н/мм²

3.2.1 Определяем допускаемые напряжения для шестерни.

Определяем среднюю твердость шестерни:

HRC_ср =

Базовые числа циклов нагружений:

- по таблице 3.3 [1] определяем N_HO₁

N_HO₁ = 6, 8 * 10⁷циклов.

- число циклов перемены напряжений при расчете на изгиб

N_FO₁ = 4 * 10⁶

Действительное число циклов перемены напряжений:

N₁ = N₂* U_ред(3.8)

N₁ = 3, 1 * 10⁷ * 4, 0 = 12, 4 * 10⁷циклов.

Определяем коэффициент долговечности по контактным напряжениям и напряжениям на изгиб.

Так как N₁ > N_HO₁ то K_HL = K_FL₁ = 1

Значения [σ ]_HO₁и [σ ]_FO₁принимаем по таблице 2.2 [3]

[σ ]_HO₁= 14HRC_ср+ 170 (3.9)

[σ ]_HO₁= 14 * 47 + 170 = 828 Н/мм²

[σ ]_FO₁ = 310 Н/мм²

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле

[σ ]_H₁ = K_HL₁ * [σ ]_HO₁(3.10)

[σ ]_H₁ = 1 * 828 = 828 Н/мм²

Определяем допускаемое напряжение изгиба по формуле

[σ ]_F₁ = K_FL₁ * [σ ]_FO₁ (3.11)

[σ ]_F₁ = 1 * 310 = 310 Н/мм²

Выбираем сечения ремня.

Определяем расчетный момент по быстроходному валу:

T₁_p = (5.1)

где

К_р – коэффициент режима работы, при работе в две смены К_р = 0, 8.

T₁_p = = 33, 4 Н·м

При значении момента 33, 4Н·м в соответствии с рекомендацией [2] принимаем ремень сечения Л.

5.2 Диаметр ведущего шкива определяем по формуле:

d₁ = 3 (5.2)

d₁ = 3 = 96, 6 мм.

По таблице 7.14 [2] принимаем диаметр ведущего шкива d₁ = 100 мм.

Нагрузки валов.

6.1.1 В цилиндрической прямозубой передачи силу в зацеплении одной пары зубьев раскладывают на две взаимно перпендикулярные составляющие:

- окружная сила (см. п. 4.10)

= 3370 H,

- радиальная сила

(6.1)

где

– угол зацепления, .

F_r₂ = = 1227 Н, F_r₂ = F_r₁

6.1.2 В ременной передачи нагрузка на валы F_оп равна геометрической сумме напряжений F₂ = F₁ветвей ремня (см. п. 5.16)

F_оп = 1161, 8 Н.

Выбор материала валов.

Для изготовления быстроходного и тихоходного вала принимаем термически обработанную легированную сталь 40Х.

Механические характеристики стали 40Х [1]:

σ _в = 900 Н/мм²; σ _т = 750 Н/мм²; σ _-1 = 410 Н/мм².

6.3 Выбор допускаемых напряжений на кручении [1]

Для быстроходного вала [τ ]_к = 10 Н/мм²;

Для тихоходного вала [τ ]_к = 20 Н/мм².

Предварительный выбор подшипников качения.

По таблице 7.2 [1] для быстроходного и тихоходного валов выбираем радиальные шариковые однорядные подшипники средней серии, на быстроходном валу установка в распор, на тихоходном валу установка в распор.

6.5.2 Параметры подшипников.

6.5.2.1 По таблице К27 [1] для быстроходного вала с d₄ = 44 мм выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 309 ГОСТ 8338 – 75.

Геометрические параметры подшипника: d = 44 мм; D = 100 мм; B = 25 мм.

Грузоподъемность: динамическая С_r = 52, 7 кН; статическая С₀_r = 30, 0 кН

6.5.2.2 По таблице К27 [1] для тихоходного вала с d₄ = 56 мм выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные 311 ГОСТ 8338 – 75.

Геометрические параметры подшипника: d = 56 мм; D = 120 мм; B = 29 мм.

Грузоподъемность: динамическая С_r = 71, 5 кН; статическая С_or = 41, 5 кН

6.6 Разработка чертежа общего вида редуктора [1]

6.6.1 В конструкции цилиндрического колеса рассчитываем параметры ступицы:

d_ст = (1, 55…1, 6)d (6.12)

l_ст = (1, 1..1, 5)d (6.13)

где d – внутренний диаметр ступицы, d = 64 мм.

d_ст = 1, 6 * 64 = 102 мм.

l_ст = 1, 2 * 64 = 77 мм.

6.6.2 Определяем зазор между внутренней поверхностью стенок корпуса редуктора и вращающихся поверхностей колеса для предотвращения задевания

х = + 3 (6.14)

х = + 3 = 10, 5 мм принимаем х = 11 мм.

Определяем расстояние от оси шестерни до внутренней поверхности корпуса

f = + x (6.15)

где D – диаметр наружного кольца подшипника быстроходного вала.

f = + 11 = 56 мм.

Расстояние у между дном корпуса и поверхностью колеса принимаем:

у ≥ 4х

у = 4 * 11 = 44 мм.

6.6.3 При изготовлении вала – шестерни зубья цилиндрической зубчатой передачи нарезают на валу. Согласно [3] выход фрезы определяем графически по диаметру фрезы D_е, при m = 1, 5 по таблице 4.4 [3] принимаем D_е = 70мм.

6.6.4 Определяем расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, графически:

l_Б = L_Б– В; l_Т = L_Т– В (6.17); (6.18)

l_Б = 168 – 25 = 143 мм

l_Т = 192 –29 = 163 мм

Конструирование валов.

9.2.1 Вал – шестерня

а) первая ступень:

- выходной конец вала цилиндрический

- радиус галтели, переходного участка I-ой и II-ой ступени по таблице 10.8 [1] r=2 мм.

- фаска с = 1, 6 мм при α =

б) вторая ступень:

- согласно таблице 12.3 [3] при d = 44 мм; b = 3 мм; h = 0, 25 мм; r = 1 мм.

в) третья ступень:

- по таблице 10.12 [1] диаметр фрезы Д_ф = 70 мм.

г) четвертая ступень:

- канавка согласно второй ступени.

9.2.2 Вал колеса

а) первая ступень:

- выходной конец вала цилиндрический

- радиус галтели, переходного участка I-ой и II-ой ступени по таблице 10.8 [1] r=2, 5мм.

- фаска с = 2 мм при α _ф =

б) вторая ступень:

- согласно таблице 12.3 [3] при d = 56 мм; b = 5 мм; h = 0, 5 мм; r = 1, 6 мм.

в) третья ступень:

- устанавливаем распорную втулку между торцом внутреннего кольца подшипника и торцом ступицы колеса.

г) четвертая ступень:

- канавка согласно второй ступени.

д) пятая ступень (см. п. 6.4.5)

Выбор соединений.

9.3.1 Для соединения валов с деталями, передающими вращающий момент принимаем шпоночные соединения. Принимаем призматические шпонки изготовленные из стали 45 с ≥ 600 Н/мм².

9.3.2 Выбираем размеры шпонки по таблице К42 [1]

а) I-ая ступень быстроходного вала:

- при d = 38 мм сечение шпонки b = 10 мм; h = 8 мм; фаска 0, 5 мм; l = 45 мм.

б) I-ая ступень тихоходного вала:

- при d = 48 мм сечение шпонки b = 14 мм; h = 9 мм; фаска 0, 6 мм; l = 50 мм.

в) III-ая ступень тихоходного вала:

- при d = 64 мм сечение шпонки b = 18 мм; h = 11 мм; фаска 0, 6 мм; l = 90 мм.

9.3.3 Выбираем посадки для шпоночных соединений.

а) I-ая ступень быстроходного вала 38 для посадки с натягом по таблице 10.15 [1] выбираем значения N_max = 36 мкм, N_min = 7 мкм.

б) I-ая ступень тихоходного вала 48 для посадки с натягом по таблице 10.15 [1] выбираем значения N_max = 36 мкм, N_min = 7 мкм.

в) III-ая ступень тихоходного вала 64 для посадки с натягом по таблице 10.15 [1] выбираем значения N_max = 44 мкм, N_min = 9 мкм.

9.3.4 Выбираем посадки призматических шпонок.

а) I-ая ступень быстроходного вала

б) I-ая ступень тихоходного вала 14

в) III-ая ступень тихоходного вала 18

Крышки подшипниковых узлов.

Крышки подшипников принимаем привертными, круглой формы, из чугуна СЧ-15

Размеры конструктивных элементов крышек подшипников:

а) Тихоходного вала

- диаметр наружного кольца подшипников D= 120 мм;

- по таблице 7.3 [3] принимаем: диаметр винтов d= 10 мм; толщина стенки δ = 7 мм; число винтов крепления z = 6.

- толщина фланца при креплении крышки

δ ₁ = 1, 2* δ (9.5)

δ ₁ = 1, 2 * 7 = 8, 4 мм.

- толщина центрирующего пояска

δ ₁ = (0, 9…1, 0)* δ (9.6)

δ ₁ = 1, 0 * 7 = 7 мм.

- расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта

С ≈ d

С = 10 мм.

- диаметр фланца крышки

D_ф= D + (4, 0…4, 4)d (9.7)

D_ф = 120 + 4, 4 * 10 = 16, 4 мм.

а) Быстроходного вала

- диаметр наружного кольца подшипников D= 100 мм;

- по таблице 7.3 [3] принимаем: диаметр винтов d= 10 мм; толщина стенки δ = 7 мм; число винтов крепления z = 6.

- толщина фланца при креплении крышки

δ ₂ = 1, 2* δ

δ ₂ = 1, 2 * 7 = 8, 4 мм.

- толщина центрирующего пояска

δ ₂ = (0, 9…1, 0)* δ

δ ₂ = 1, 0 * 7 = 7 мм.

- расстояние от поверхности отверстия под подшипник до оси крепежного винта

С ≈ d

С = 10 мм.

- диаметр фланца крышки

D_ф= D + (4, 0…4, 4)*d

D_ф = 100 + 4, 0 * 8 = 132 мм.

Уплотнительные устройства.

Для выходных концов валов редуктора принимаем манжетные уплотнения:

а) для быстроходного вала по таблице 19.16 [3] принимаем резиновую армированную манжету: Манжета 1 – 44 × 62 ГОСТ 8752 – 79 для которой h₁ = 10 мм.

б) для тихоходного вала по таблице 19.16 [3] принимаем резиновую армированную манжету: Манжета 1 – 56 × 80 ГОСТ 8752 – 79 для которой h₁ = 10 мм.

Для удобства выемки манжет в крышках подшипников предусматриваем 2 отверстия диаметром 3 мм.

ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

Проверочный расчет шпонок.

Условия прочности:

σ _см = ≤ [σ _см] (11.1)

где F_t – окружная сила на шестерне или колесе, F_t = 4180 Н

А_см – площадь смятия, мм²

А_см = (0, 94h – t₁)l_p (11.2)

где l_p – рабочая длина шпонки со скругленными концами, мм.

l_p = l – b

где l – полная длина шпонки, мм.

b, h, t₁ - стандартные размеры

[σ _см] – допускаемое напряжение на снятие, Н/мм²

[σ _см] = 110 Н/мм²

11.1.1 Проверка шпоночного соединения быстроходный вал – шкив. b = 10 мм, h = 8 мм, t₁ = 5 мм; l = 32 мм.

l_p = 32 – 10 = 22 мм.

А_см = (0, 94 * 8 - 5)*22 = 55, 44 мм²

σ _см = = 75 Н/мм²

Условия прочности выполняются.

11.1.2 Проверка шпоночного соединения тихоходный вал – ступица колеса. b = 20 мм, h = 12 мм, t₁ = 7, 5 мм; l = 90 мм.

l_p = 90 – 20 = 70 мм.

А_см = (0, 94 * 12 – 7, 5)*70 = 246, 6 мм²

σ _см = = 16, 9 Н/мм²

Условия прочности выполняются.

Проверочный расчет валов.

11.3.1 Определяем нормальные напряжения в опасных сечениях вала

σ _a = σ _n = (11.6)

где М – суммарный изгибающий момент, Н·м;

W_нетто - полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³

а) Для быстроходного вала:

М = 120, 7 Н·м

W_нетто = 0, 1 * d³

W_нетто = 0, 1 * 44³ = 8518 мм³

σ _n = = 14, 2 Н/мм²

б) для тихоходного вала:

М = 449 Н·м

W_нетто = 0, 1 * d³

W_нетто = 0, 1 * 56³ = 17562 мм³

σ _n = = 25, 5 Н/мм²

11.3.2 Определяем касательные напряжения в опасных сечениях:

τ _а = (11.7)

а) Для быстроходного вала:

М_к = 109, 7 Н·м

W_рнетто = 0, 2 * d³

W_нетто = 0, 2 * 38³ = 10974 мм³

τ _а = = 4, 9 Н/мм²

б) для тихоходного вала:

М_к = 1000 Н·м

W_рнетто = 0, 2 * d³

W_нетто = 0, 2 * 48³ = 22118 мм³

τ _а = = 22, 6Н/мм²

11.4 Определяем коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений:

(11.8)

(11.9)

где К_σ и К_τ – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, выбираем по таблице 11.2 [1];

К_d – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, выбираем по таблице 11.3 [1];

К_F – коэффициент влияния шероховатостей, выбираем по таблице 11.4 [1];

К_у – коэффициент влияния поверхностного упрочнения, выбираем по таблице 11.5 [1].

а) быстроходный вал:

К_σ = 1, 65; К_τ = 1, 45; К_d = 0, 85; К_F = 1, 5; К_у = 1, 3

(К_σ)_D = = 1, 88

(К_τ)_D = = 1, 69

б) тихоходный вал:

К_σ = 1, 8; К_τ = 1, 45; К_d = 0, 81; К_F = 1, 5; К_у = 1, 3

(К_σ)_D = = 2, 01

(К_τ)_D = = 1, 69

11.5 Определяем пределы выносливости в расчетном сечении вала:

(σ _-1)_D = (11.10)

(τ _-1)_D = (11.11)

где σ _-1 и τ _-1 – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгибе и сечения, σ _-1 = 410 Н/мм² см. п.6.2

а) Быстроходный вал

(σ _-1)_D = = 218 Н/мм²

(τ _-1)_D = = 140, 7 Н/мм²

б) Тихоходный вал

(σ _-1)_D = = 204 Н/мм²

(τ _-1)_D = = 140, 7 Н/мм²

11.6 Определяем коэффициенты запаса прочности опасном сечении.

(11.12)

(11.13)

а) быстроходный вал

б) тихоходный вал

11.7 Определяем общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении.

(11.14)

а) быстроходный вал

б) тихоходный вал

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ПО ПРЕДМЕТУ

ДЕТАЛИ МАШИН

Выполнил: студент гр. 622-У

Акулов П.А.

Проверил: Васильев А.С.

Петрозаводск