Проектирование привода

Оглавление


Задание для контрольной работы

1 Определение мощности на приводном валу

2 Выбор электродвигателя

3 Кинематический расчет привода

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1 Определение механических свойств материалов

4.2 Расчет параметров передачи

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

5.2 Расчет шпоночных соединений

5.3 Расчет зубчатой муфты

5.4 Разработка чертежа вала редуктора

6 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1 Определение реакций опор

6.2 Расчет статической прочности вала

6.3 Уточненный расчет прочности вала

7 Подбор подшипников качения

Список использованной литературы


Задание для контрольной работы


Провести проектировочный и проверочный расчет деталей механизма привода на основании его сборочного чертежа. Произвести выбор электродвигателя, расчет соединений, муфт и основных деталей редуктор, а также ориентировочного значения коэффициента полезного действия. Выполнить рабочий чертеж вала.


Кинематическая схема.


Проектирование привода


Исходные данные:


Долговечность привода tΣ, ч: 11600

Мощность тихоходного вала N2, кВт: 3,3

Частота вращения тихоходного вала n2, мин-1: 435

Материал вала: сталь 45 с термообработкой улучшением


1 Определение мощности на приводном валу


КПД редуктора:


η = ηзп · ηм · ηп2


ηзп = 0,95…0,98; принимаем ηзп = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηм = 0,995 – КПД муфты;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.


η = 0,98 · 0,995 · 0,992 = 0,955


Требуемая мощность двигателя:


N1 = N2/ η = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.


2 Выбор электродвигателя


Выбираем электродвигатель с запасом мощности: 4А112МВ6Y3 со следующими характеристиками:

Nдв = 4 кВт; nдвc = 1000 мин-1; dдв = 38 мм; ψmax = 2,2.


Частота вращения двигателя при номинальной нагрузке:


n1 = nдв = nдвc · (1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 мин-1, где:


s – коэффициент скольжения, принимаем s = 0,04.


3 Кинематический расчет привода


Передаточное число редуктора:


u = n1 / n2 = 960 / 435 = 2,2


Принимаем ближайшее стандартное значение (второй ряд): u = 2,24.

Уточним частоту вращения тихоходного вала редуктора:


n2 = n1 / u = 960 / 2,24 = 429 мин-1


Угловые скорости вращения валов:


ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 с-1;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 с-1.


Вращающие моменты на валах:


Т1 = N1 / ω 1 = 3,46 · 103 / 100,5 = 34,43 Н·м;

T2 = (N2 / ω 2) · η = T1 · u · η = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65 Н·м.


4 Расчет параметров зубчатых колес


4.1 Определение механических свойств материалов


Выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой улучшением НВ 240, а для колеса тоже сталь 45 с термообработкой нормализацией НВ 215.

Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. Тогда:

- для материала шестерни: предел текучести σт = 440 МПа, предел прочности σв = 780 МПа;

- для материала колеса: предел текучести σт = 280 МПа, предел прочности σв = 550 МПа.

По заданной долговечности определяем число рабочих циклов:

- шестерни Nц1 = 60 · 960 · 11600 = 6,7 · 108;

- колеса Nц2 = 60 · 429 · 11600 = 3 · 108.


Так как Nц > 107 принимаем коэффициент долговечности КHL = 1.

Коэффициент безопасности примем: [n] = 1,15.


При НВ ≤ 350 НВ: σНlimb = 2 · HB + 70, тогда:


- для шестерни σНlimb1 = 2 · 240 + 70 = 550 МПа


[σH]1 = (σНlimb1 · КHL) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3 МПа


- для колеса σНlimb2 = 2 · 215 + 70 = 500 МПа


[σH]2 = (σНlimb2 · КHL) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8 МПа


4.2 Расчет параметров передачи


Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH = 1,2.

Коэффициент ширины колеса: ψba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:


αW = (u + 1) Проектирование привода = (2,24 + 1) Проектирование привода = 91,3 мм.


Принимаем αW = 100 мм.

m = (0,01-0,02) αW = 1-2 мм, принимаем m = 1 мм.


Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:


zΣ = 2 αW / m = 2 · 100 / 1 = 200,


а также отдельно для быстроходной ступени передач:


z1 = 2 αW / m(u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7; z1 = 62


Для тихоходной ступени:


z2 = z1u = 61,7 · 2,24= 138,2; z2 = 138


Уточняем передаточное число:


u = z2 / z1 = 138 / 62 = 2,23


Делительные диаметры:


d1 = m z1 = 1 · 62 = 62 мм

d2 = m z2 = 1 · 138= 138 мм


Диаметры вершин зубьев:


da1 = d1 + 2m = 62 + 2 · 1 = 64 мм

da2 = d2 + 2m = 138 + 2 · 1 = 140 мм


Ширина колеса прямозубой передачи при ψba = 0,4:


b2 = ψва · αW = 0,4 · 100 = 40 мм


Ширина шестерни:


b1 = b2 + 4 = 40 + 4 = 44 мм


Диаметры окружности впадин:


df1 = d1 – 2,5m = 62 – 2,5 · 1 = 59,5 мм


df2 = d2 – 2,5m = 138– 2,5 · 1 = 135,5 мм


Коэффициент ширины шестерни по диаметру:


Ψbd = b1 /d1 = 44 /62 = 0,71


5 Конструирование валов редуктора


5.1 Расчет диаметров валов


Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:


d = Проектирование привода,


где [τ]k – допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала.


[τ]k = 0,1σт


Ведущий вал выполним за одно целое с шестерней. В качестве материалов валов возьмем: сталь 45 с термообработкой улучшением.

Тогда для ведущего вала:


[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа


dВ1 = Проектирование привода = 15,8 мм


Так как диаметр вала двигателя dдв = 38 мм, то окончательно берем dВ1 = 38 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем 50 мм.

Для ведомого вала:


[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа


dВ2 = Проектирование привода = 20,3 мм


Принимаем: выходной диаметр Ш25 мм, под подшипники – Ш35 мм, под колесо - Ш45 мм.


5.2 Расчет шпоночных соединений


Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала:

Ведущий вал:


dВ1 = 38 мм, берем шпонку: 10х8, t1 = 5 мм.


Ведомый вал:


dВ2 = 25 мм, берем шпонку: 8х7, t1 = 4 мм.

dВ2.1 = 45 мм, берем шпонку: 14х9, t1 = 5,5 мм.


Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствии с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки:


lр ≥ (2 · Т · 103)/( d(h – t1) · [σсм])


Допускаемые напряжения смятия:


[σсм] = σт / [s],


где [s] – допускаемый коэффициент запаса.


Для шпонок из чистотянутой стали 45Х принимаем σт = 400 МПа. Принимаем: [s] = 2,3


[σсм] = 400 / 2,3 = 173,9 МПа

Ведущий вал:

lр1 = (2 · 34,43 · 103)/( 38 · (8 – 5) · 173,9) = 3,47 мм


l1 = lр1 + b = 3,47 + 10 = 13,47 мм


Окончательно берем: l1 = 20 мм

Ведомый вал:

lр2 = (2 · 73,65 · 103)/( 25 · (7 – 4) · 173,9) = 11,3 мм


l2 = lр2 + b = 11,3 + 8 = 19,3 мм


Окончательно берем: l2 = 20 мм


lр3 = (2 · 73,65 · 103)/( 45 · (9 – 5,5) · 173,9) = 5,4 мм


l3 = lр3 + b = 5,4 + 14 = 19,4 мм


Окончательно берем: l3 = 20 мм

Ширина колеса 40 мм – шпонка подходит.


5.3 Расчет зубчатой муфты


В приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента по критерию:


Трасч = k · Тдл. ≤ Ттабл.


Принимаем k = 1, тогда:


Трасч = Т1 = 34,43 Н·м


Диаметр муфты:


dМ ≥ 10 Проектирование привода = 10 Проектирование привода = 35 мм


qM = 0,2 – 0,25

kМ = 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC


Выбираем зубчатую муфту dМ = 60 мм, Т = 4000 Н · м.


5.4 Разработка чертежа вала редуктора


Основные размеры вала редуктора были получены в результате его проектирования. Недостающие размеры определим на основании выбранного варианта исполнения.

Вал редуктора спроектирован ступенчатым, это дает ряд преимуществ: удобство сборки; изготовление сопрягаемых деталей в системе отверстия.

Размеры под посадочные места под сопрягаемые детали выберем по их соответствующим размерам и условиям соединений.

Для обеспечения возможности выхода шлифовального камня при обработке

посадочных поверхностей вала введем канавку.

Для обеспечения требований взаимозаменяемости и обеспечения необходимого качества соединений проставим на чертеже допуски на размеры.

Укажем шероховатость обрабатываемых поверхностей. В технических требованиях укажем термообработку.


6 Проверочный расчет быстроходного вала


6.1 Определение реакций опор


Для проверочного расчета статической и усталостной прочности ступенчатого вала составим его расчетную схему.

Проектирование привода


Расчетная схема вала.


Геометрические параметры вала определим на основании чертежа:

а = 75 мм; b = 42 мм; с = 42 мм.

Рассмотрим внешние силы, нагружающие быстроходный вал редуктора.

Со стороны муфты от электродвигателя на вал действует крутящий момент Т1 и поперечная сила Fr; со стороны зацепления окружная сила FT и поперечная R0:


FT = 2T1 / d1 = 2 · 34,43 · 103 / 62 = 1111 Н


R0 = FT · tgα = 1111 · tg 20° = 404 Н

Fr = (0,1 – 0,3)Ft ,

где Ft – окружное усилие, действующее на зубья муфты.


Ft = 2T1 / dМ = 2 · 34,43 · 103 / 60 = 1148 Н


Принимаем Fr = 344,4 Н


Рассмотрим плоскость YOZ:


ΣМАу = 0; -RBy · (c+b) – R0 · b + Fr · a = 0


RBy = (Fr · a – R0 · b) / (c+b) = (344,4 · 75 – 404 · 42) / 84 = 105,6 H


ΣМBу = 0; RAy · (c+b) + R0 · c + Fr · (a + b + c) = 0


RAy = (-Fr · (a + b + c) – R0 · c) / (c+b) = (-344,4 · 159 – 404 · 42) / 84 = - 854 H


Проверка:


ΣFу = 0; -Fr - RAy – R0 - RBy = -344,4 + 854 – 404 – 105,6 = 0


Построение эпюры Му:


Участок 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.


Му = - Fr · z

Му(0) = 0


Му(0,075) = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

Участок a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.


Му = - Fr · z - RAy · (z – a)


Му(0,075) = - Fr · z = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

Му(0,117) = -344,4 · 0,117 – (- 854) · (0,117 – 0,075) = -4,4 Н · м


Плоскость XOZ.


ΣМАх = 0; -FT · b – RBx (c + b) =0


RBx = - FT · b / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н


ΣМВх = 0; FT · с + RАx (c + b) =0


RАx = - FT · с / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

Проверка:


ΣFx = 0; RАx + RBx + FT = 0


-574 – 574 + 1148 = 0


Проектирование привода


Построение эпюры Мх.

Участок 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

Мх(0) = 0

Мх(0,075) = 0 – на этом участке нет изгибающих сил.


Участок a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.


Мх(0,075) = 0

Мх(0,117) = RАx · b = 574 · 0,042 = 24,1 Н · м


Результирующие реакции опор.


RA = Проектирование привода = Проектирование привода = 1029 H


RB = Проектирование привода = Проектирование привода = 583,6 H

Построение эпюры Мz.


T1 = 34,43 Н · м

Участок 0 ≤ z ≤ a + b


Mz = - T1 = -34,43 Н · м


6.2 Расчет статической прочности вала


На основании эпюр можно сделать следующие выводы.

Опасными сечениями для рассматриваемого вала, которые необходимо проверить на прочность, являются сечения: (z = 0), как наименее жесткое при кручении dВ1 = 38 мм, а также сечения (z = a) и (z = a + b), где действуют наибольшие изгибающие моменты.

В сечении (z = 0) находится еще и шпоночный паз, ослабляющий его жесткость. Сечение (z = a), где действует изгибающий момент:


Ма = Проектирование привода = Проектирование привода= 25,8 Н·м


И крутящий момент Мz = 34,43 Н·м, находится в сложном напряженном состоянии и при этом имеет диаметр, незначительно превышающий наименьший. В сечении (z = a + b) изгибающий момент достигает величины:


Ма + b = Проектирование привода = Проектирование привода= 24,5 Н·м


Рассчитаем наибольшие напряжения в опасных сечениях.

В сечении (z = 0) нормальные напряжения от осевых сил и изгибающих моментов равны нулю, касательные напряжения τmax определяются крутящим моментом

Мz = 34,43 Н·м и полярным моментом сопротивления сечения Wp цилиндрического конца вала со шпоночным пазом, глубиной t1 = 5 мм.


Wp = Проектирование привода - Проектирование привода = Проектирование привода - Проектирование привода = 10052 мм3


Тогда наибольшие касательные напряжения:


τmax = Мz / Wp = 34,43 / 10052 · 10-9 = 3,4 МПа,


а условие прочности вала в сечении (z = 0):


τmax = 3,4 МПа ≤ [τ]k = 44 МПа


выполняется.


В сечении (z = a) наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента Ма = 25,8 Н·м и моментом сопротивления сечения вала.


Wa = Проектирование привода = Проектирование привода = 12266 мм3


σmax = Ма / Wa = 25,8 / 12266 · 10-9 = 2,1 МПа,


а наибольшие касательные напряжения этого сечения с полярным моментом:

Wp = Проектирование привода = Проектирование привода = 24532 мм3, равны:


τmax = Мz / Wp = 34,43 / 24532 · 10-9 = 1,4 МПа


В качестве допустимых напряжений на изгиб примем:


[σ] = 0,8 · σT = 0,8 · 440 = 352 МПа


При этом условие статической прочности по приведенным напряжениям выполняется.


σпр = Проектирование привода = Проектирование привода= 3,2 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,


В сечении (z = a + b) рассчитаем аналогично, с учетом того, что наибольшие нормальные напряжения определяются величиной изгибающего момента

Ма + b = 24,5 Н·м и моментом сопротивления сечения вала (с диаметром шестерни по впадинам):


Wa = Проектирование привода = Проектирование привода = 20670 мм3


σmax = Ма + b / Wa = 24,5 / 20670 · 10-9 = 1,2 МПа


Wp = Проектирование привода = Проектирование привода = 41340 мм3


τmax = Мz / Wp = 34,43 / 41340 · 10-9 = 0,8 МПа


Условие статической прочности по приведенным напряжениям выполняется.


σпр = Проектирование привода = Проектирование привода= 1,8 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,


6.3 Уточненный расчет прочности вала


Определим усталостные характеристики материала вала – шестерни, изготовленной из стали 45 с улучшением (σт = 440 МПа, σв = 780 МПа). При симметричном цикле (R = -1) имеем:


σ-1 = 0,43 · σв = 0,43 · 780 = 335,4 МПа

τ-1 = 0,6 · σ-1 = 0,6 · 335,4 = 201,2 МПа


При пульсационном цикле (R = 0) имеем:


σ0 = 1,6 · σ-1 = 1,6 · 335,4 = 536,6 МПа

τ0 = 1,6 · τ-1 = 1,6 · 201,2 = 321,9 МПа


Рассчитаем коэффициенты, отражающие соотношение пределов выносливости при симметричном и пульсирующем циклах соответственно изгиба и кручения:


ψσ = (2 · σ-1 - σ0) / σ0 = (2 · 335,4 – 536,6) / 536,6 = 0,25


ψτ = (2 · τ-1 - τ0) / τ0 = (2 · 201,2 – 321,9) / 321,9 = 0,25


Из графика [3] определим коэффициенты влияния абсолютных размеров:

- в сечении (z = 0) при dв1 = 38 мм получим εσ = ετ = 0,82

- в сечении (z = а) при dп1 = 50 мм получим εσ = ετ = 0,77.


Зададим коэффициенты шероховатости [3] в зависимости от шероховатости поверхности Ra:

- в сечении (z = 0) при Ra = 1,25 получим kσn = kτn = 1,1

- в сечении (z = а) при Ra = 2,5 получим kσn = kτn = 1,2.


Эффективные коэффициенты концентрации напряжений определим из графика [1]:

- в сечении (z = 0) для концентратора в виде шпоночного паза имеем эффективные коэффициенты концентрации при изгибе и кручении соответственно

kσ = 2,3 и kτ = 2,1.

- в сечении (z = а) для концентратора в виде посадки с гарантированным натягом подшипника на вал имеем:

kσ / εσ = 3,9; kτ / ετ = 1 + 0,6(kσ / εσ – 1) = 1 + 0,6 · 2,9 = 2,74


Примем коэффициент упрочнения в расчетных сечениях равным kу = 1, поскольку поверхность вала не упрочняется. Рассчитаем коэффициенты перехода:

- для сечения (z = 0):


kσD = (kσ / εσ + kσn – 1) / kу = (2,3 / 0,82 + 1,1 – 1) / 1 = 2,9


kτD = (kτ / ετ + kτn – 1) / kу = (2,1 / 0,82 + 1,1 – 1) / 1 = 2,66


- для сечения (z = a):


kσD = (kσ / εσ + kσn – 1) / kу = (3,9 + 1,2 – 1) / 1 = 4,1


kτD = (kτ / ετ + kτn – 1) / kу = (2,74 + 1,2 – 1) / 1 = 2,94


Определим коэффициенты долговечности kСσ и kСτ [3]. Для этого рассчитаем эквивалентное число циклов при наибольшем значении показателя степени m = 9:


NΣ = 60 · n1 · tΣ · Проектирование привода = 60 · 960 · 11600 · (19 · 0,1 + 0,89 · 0,25 + + 0,69 · 0,65) = 5,3 · 106


Коэффициент долговечности: kСσ = Проектирование привода =

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: