Кинематический расчёт привода.

Введение

 

Развитие современной науки неразрывно связанно с изучением новых машин, повышающих производительность труда людей, а также обеспечивающих средства исследования законов природы и жизни человека.

Целью создания машины является увеличение производительности и облегче­ния физического труда человека путем замены человека машиной.

В некоторых случаях машина может заменить человека не только в его физи­ческом, но и в умственном труде. В некоторых случаях процессы преобразования энергии материалов и информации, выполнение машиной происходят без непо­средственного участия человека. Такие машины получили название машин-автома­тов. Автоматом называют самоуправляемую рабочую машину, которая при осуще­ствлении технического процесса самостоятельно производит все рабочие и холо­стые ходы рабочего цикла и нуждается лишь в настройке и наладке.

Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и создания наилучших условий для об­служивающего персонала, а также эксплуатационным, экономическим, технологи­ческим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирова­ния навой машины.

Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполне­нии анализа и синтеза проектируемой машины, кинематическом расчете, расчете зубчатой передачи конструирование шкивов и натяжных устройств, цепных пере­дач, муфт, рам, креплений.

 

 

Кинематический расчёт привода.

Принимаем кинематическую схему, исходя из заданной структуры механизма.

 

Выбор электродвигателя.

Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель. Для этого определяют его мощность и частоту вращения.

,

где η _общ. – общий КПД привода.

,

где η _м – КПД муфты, η _чп – КПД червячной передачи, η _з – КПД зубчатой передачи, η _оп – КПД подшипников (одна пара).

η _м =0, 98, η _чп = 0, 8, η _з = 0, 97, η _оп =0, 99.

(таб. 1, 1 [1]).

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Частота вращения приводного вала:

Приближенное значение диаметра звездочки:

Частота вращения электродвигателя:

n_э=n_вu₁u₂=23*30*3, 2=2208 (об/мин)

Где: u₁=30, u₂=3, 2 – средние значения передаточных чисел тихоходной и быст­роходной передач.(таб. 1, 2 [1])

Определяем марку электродвигателя:

АИР 112М2/2895: Р=7, 5 кВт, n=2895 об/мин.

 

Определение передаточных чисел привода.

Определяем общее передаточное число:

Передаточное число редуктора:

По формуле из таб. 1.3 [1] определяем передаточные числа быстроходной и тихоходной передач:

Определение вращающих моментов на валах привода:

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

Момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

вращающий момент на входном валу редуктора:

где: h_з=0, 97 – КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.

 

По заданным коэффициентам L₀, Kc и Кг определим время работы

редуктора и коэффициент нагрузки:

 

t∑ = L₀·365· Кг·24· Kc·ПВ%/100=10·365·0, 8·24·0, 7·100/100=49056 часа,

 

Кнагр. =

 

Расчет зубчатой передачи.

Выбор твердости, термической обработки и материала шестерни и ко­леса.

Материал зубчатых колес является определяющим фактором для габаритных размеров и массы редуктора.

Шестерни:

Марка стали	Термическая обра­ботка	Твердость	sТ МПа	Размеры, мм
Сердцевины НВ	Поверхности HRC	Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение и за­калка ТВЧ	269...302	48..53

Колеса:

Марка стали	Термическая обра­ботка	Твердость	sТ МПа	Размеры, мм
Сердцевины НВ	Поверхности НВ	Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение	235…262	235…262

 

Допустимые контактные напряжения.

 

[ σ ] _Н = σ _Нlim Z_N Z_R Z_v/S_H

σ _Н1lim= 17 HRC_ср+ 200 =17*50+200=1050 (МПа)

σ _Н2lim=2HB_ср+70 =2*250+70=570 (МПа), (табл.2.2 [1])

S_H-коэффициент запаса прочности, S_H=1, 1

Z_N-коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса

Z_N= , при условии 1≤ Z_N ≤ Z_Nmax

N_HG=30 НВ_ср^{2, 4}≤ 12*10⁷, N_HG1=30*480^{2, 4}=8, 2*10⁷

N_HG2=30*250^{2, 4}=1, 7*10⁷

т.к. N_k > N_HG принимаем N_k = N_HG

N_k = N_HG1=8, 2*10⁷

N_k = N_HG2=1, 7*10⁷

Z_N=1, Z_Nmax=2, 6

Z_R-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, Z_R=1

Z_v-коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, Z_v=1, 15

[σ ]_Н1=1050*1*1*1, 15/1, 1=1097 (МПа)

[σ ]_Н2=570*1*1*1, 15/1, 1=596 (МПа)

[ σ ] _Н=0, 45([σ ]_Н1 +[σ ]_Н2 )≥ [σ ]_{H min}

[ σ ] _Н=762 (МПа).

Допускаемых напряжений

режим нагружения по табл.2.4[1]: III –средний нормальный:

µ_н=0, 180; µ_F= 0, 065.

 

Межосевое расстояние

Предварительное значение:

К=8; u=u_б=3, 15; Т₁=Т_1Б=21, 4 Н*м;

 

Окружная скорость:

По табл.2.5 [1] определяем степень точности зубчатой передачи: 9- передача низкой точности, но выберем более точную; 7- передача нормальной точности

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

=410 (МПа)^1/3; u=3, 15; ;

, по табл.2.6[1]

Округляем до ближайшего стандартного значения: a_w=63(мм).

Предварительные основные размеры колеса.

Диаметр колеса:

Ширина колеса:

Модуль передачи

Принимаем модуль равный 1, 75 мм.

Размер заготовок колес

 

Силы в зацеплении.

Окружная:

Осевая сила:

Радиальная сила:

Расчет червячной передачи.

 

Межосевое расстояние.

 

Для стандартных червячных пар a_w=280(мм)

K_a=610; K_Hβ =1, 025

 

Размеры червяка и колеса.

Длина нарезаемой части червяка при х≤ 0:

Для шлиф. Червяка: при m< 10(мм) b₁=137+38(мм)=175(мм)

Диаметр колеса наибольший:

Ширина венца:

Проверочный расчет передачи на прочность:

Скорость скольжения в зацеплении:

 

Допускаемое напряжение:

Z_σ =5350

X-коэф., учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубьев червячного колеса и витков червяка.

Q=72 (по табл. 2.16[1])

По табл.2.17 Х=0, 5

КПД передачи.

Силы в зацеплении.

 

Окружная

Радиальная

 

Тепловой расчет.

Мощность на червяке:

Температура нагрева масла(корпуса) при установившемся тепловом режиме без искусственного охлаждения:

Расчет валов.

Построение эпюр.

Быстроходный вал.

F_t=1380, 5 Н; F_r=516, 8 Н; F_a=331, 5 Н;

Плоскость ХОZ.

1) Определение реакций опор:

2) Определение изгибающего момента:

Плоскость УОZ

1) Определение реакций опор:

2) Определение изгибающего момента:

3) Определение крутящего момента:

4) Определение результирующего изгибающего момента:

5) Определение эквивалентного момента:

 

 

Промежуточный вал.

F_t1=1380, 5 Н; F_r1=516, 8 Н; F_a1=331, 5 Н;

F_t2=10144 Н; F_r2=3721 Н; F_a2=1492 Н;

 

Тихоходный вал.

F_t=10144 Н; F_r=3721 Н; F_a=1492 Н;

 

Расчет валов на прочность.

Быстроходный вал:

Коэффициент запаса прочности:

,

где [s] – допускаемый коэффициент безопасности, принимаемый в пределах от 1, 3 до 2.

и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям

и – амплитуды напряжений цикла; и – средние напряжения цикла.

Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения по нулевому циклу: и .

Тогда

Напряжения в опасных сечениях определяют:

,

где – результирующий изгибающий момент;

– крутящий момент; и – осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

,

где и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении.

и – коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала.

;

где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

– коэффициент влияния шероховатости.

– коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Коэффициенты и .

Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения: и .

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

,

где – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

 

Для быстроходного вала:

Материал вала: сталь 40Х, σ _В =900 (МПа), σ _τ =750 (МПа),

(МПа) и (МПа).

и

;

;

;

(МПа);

(МПа);

(мм³);

(мм³);

(Н/м³);

(Н/м³);

Условие выполняется, прочность вала обеспечена.

 

Для промежуточного вала:

Материал вала: сталь 12ХН3А, σ _В =950 (МПа), σ _τ =700 (МПа),

(МПа) и (МПа).

и

;

;

;

(МПа);

(МПа);

(м³);

(м³);

(Н/м³);

(Н/м³);

Условие выполняется, прочность вала обеспечена.

 

Для тихоходного вала:

Материал вала: Материал вала: сталь 40Х, σ _В =900 (МПа), σ _τ =750 (МПа),

(МПа) и (МПа).

и

;

;

;

(МПа);

(МПа);

(м³);

(м³);

(Н/м²);

(Н/м²);

Условие выполняется, прочность вала обеспечена.

Тихоходный вал.

d_в=90 мм – крепление червячного колеса.

Шпонка 25: 14: 90 ГОСТ 23 360-78

М_{кр max}=2536 (Н*м)

Для стальных шпонок [s]_см=980*10⁵ Па

[t]_ср=1176*10⁵ Па

к=0, 4h=5, 6 (мм)

Напряжение смятия на рабочей грани шпонки:

Напряжение среза шпонки:

 

Промежуточный вал.

d_в=28 мм – крепление колеса.

Шпонка 8: 7: 20 ГОСТ 23 360-78

М_{кр max}=65, 4 (Н*м)

к=0, 4h=2, 8 (мм)

Напряжение смятия на рабочей грани шпонки:

Напряжение среза шпонки:

Расчет пружины сжатия

Расчет пружин на прочность выполняют по касательным напряжениям;

условие прочности пружины

τ - расчетное напряжение в поперечном сечении витка;

k-коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков и поперечной силы

, с-индекс пружины, D₀-средний диаметр пружины, d-диаметр проволоки

F-сила, растягивающая или сжимающая пружину

(Н)

к=4*4+2/4*4-2=18/14=1, 3

D₀=12(мм)

Примем материал пружины легированную сталь, тогда [τ ] = 750 МПа.

 

Принимаем d = 3 мм, Определяем число рабочих витков пружины. На основании формулы имеем:

Кол-во витков 2; полное число витков z₁=2+2=4

 

Определим шаг пружины:

Высота пружины при полном сжатии витков:

Hз = (z1 – 0.5) ·d = (4 – 0.5) ·3 = 10, 5 (мм)

определим высоту свободной пружины:

Hо = Hз + z· (t - d) = 10, 5 +4*(7, 95-3) = 30 мм.

Вычислим отношение Hо/ D₀₌30/12=2, 5

Чтобы избежать потерь устойчивости пружины, следует соблюдать условие

Hо/ D₀≤ 2, 6, т.к. данное условие соблюдено, то проверка пружины на устойчивость не нужна.

Система смазки.

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а так же для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания зубчатой и червячной передач в редукторе применяется масло Индустриальное И-20. В корпусе предусмотрены отверстия для подачи и слива масла.

Смазочный материал для подшипниковых узлов – ЛИТОЛ-24, который допускает температуру нагрева до С.

Конструирование плиты.

Плиты изготавливают в виде отливок из серого чугуна марки СЧ15.

h₀=35 мм; L=1300 мм;

Толщина δ =12 мм; Толщина стенок во всех сечениях должны быть одинаковой. Высота H=0, 09L=0, 09*1300=117мм;

Плиту крепят к полу фундаментальными болтами, которые размещают на приливах. Чтобы приливы были прочными жесткими, их делают высокими. Высота всех приливов плиты должна быть одинаковой, чтобы можно было упростить механическую обработку и использовать болты одной длины.

 

 

Список литературы:

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Высш. шк., 1985 – 416 с., ил.

2. Н.И. Озолина, В.А. Смирнов. Методические указания по выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин», Воткинск, 2007 г.

3. Ряховский О.А. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991. – 384 с.: ил.

4. Решетов Д.Н. Детали машин. Учебник для вузов. Изд. 3-е, испр. И перераб. М., «Машиностроение», 1974.

5. П.Г. Гузенков Детали машин: Учеб. Пособие для студентов вузов. – 3-е изд.– М.: Высш. шк., 1982.

6. Курмаз Л.В. Контруирование узлов и деталей машин: Справочное учебно-методическое пособие/ Л.В.Курмаз, О.Л. Курмаз.-М.: Высш. шк., 2007

 

Введение

 

Развитие современной науки неразрывно связанно с изучением новых машин, повышающих производительность труда людей, а также обеспечивающих средства исследования законов природы и жизни человека.

Целью создания машины является увеличение производительности и облегче­ния физического труда человека путем замены человека машиной.

В некоторых случаях машина может заменить человека не только в его физи­ческом, но и в умственном труде. В некоторых случаях процессы преобразования энергии материалов и информации, выполнение машиной происходят без непо­средственного участия человека. Такие машины получили название машин-автома­тов. Автоматом называют самоуправляемую рабочую машину, которая при осуще­ствлении технического процесса самостоятельно производит все рабочие и холо­стые ходы рабочего цикла и нуждается лишь в настройке и наладке.

Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям – безопасности обслуживания и создания наилучших условий для об­служивающего персонала, а также эксплуатационным, экономическим, технологи­ческим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирова­ния навой машины.

Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполне­нии анализа и синтеза проектируемой машины, кинематическом расчете, расчете зубчатой передачи конструирование шкивов и натяжных устройств, цепных пере­дач, муфт, рам, креплений.

 

 

Кинематический расчёт привода.

Принимаем кинематическую схему, исходя из заданной структуры механизма.

 

Выбор электродвигателя.

Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель. Для этого определяют его мощность и частоту вращения.

,

где η _общ. – общий КПД привода.

,

где η _м – КПД муфты, η _чп – КПД червячной передачи, η _з – КПД зубчатой передачи, η _оп – КПД подшипников (одна пара).

η _м =0, 98, η _чп = 0, 8, η _з = 0, 97, η _оп =0, 99.

(таб. 1, 1 [1]).

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Частота вращения приводного вала:

Приближенное значение диаметра звездочки:

Частота вращения электродвигателя:

n_э=n_вu₁u₂=23*30*3, 2=2208 (об/мин)

Где: u₁=30, u₂=3, 2 – средние значения передаточных чисел тихоходной и быст­роходной передач.(таб. 1, 2 [1])

Определяем марку электродвигателя:

АИР 112М2/2895: Р=7, 5 кВт, n=2895 об/мин.

 

123Следующая ⇒

Поделиться: