Привод механизма передвижения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Техническое задание

ЧАСТЬ 1. Проектирование и исследование механизмов привода исполнительного механизма

1. Назначение и область применения привода

2. Техническая характеристика привода и редуктора

3. Описание и обоснование конструкции привода

4. Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность конструкции

4.1 Кинематический расчет привода

4.2 Выбор материалов зубчатых колес редуктора, определение допускаемых контактных напряжений и допускаемых напряжений на изгиб

4.3 Проектировочный расчет передачи редуктора, синтез зубчатого зацепления

4.4 Расчет к первому этапу компоновки редуктора

4.5 Синтез планетарного механизма

Перечень использованной литературы

Техническое задание СП 03 - 02

ПРИВОД МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

График загрузки

Ft = 3,68 кН - окружное усилие на приводном валу;

V = 1,7 м/с - скорость ленты транспортера;

Dк = 480 мм - диаметр колеса;

Кгод=0,5, Ксут=0,6 - коэффициенты, учитывающие время работы привода в течение года и суток соответственно;

iпл=7,3 - передаточное отношение планетарного механизма;

mпл = 5,5 мм - модуль планетарного механизма.

ЗАДАНИЕ: разработать привод механизма передвижения.

Выполнить технический расчет и оформить пояснительную записку. Объём графической работы:

Часть 1. Проектирование и исследование механизмов привода исполнительного механизма

Синтез зубчатого зацепления

Синтез планетарного механизма

Часть 2. Конструирование привода исполнительного механизма

Компоновка редуктора

Сборочный чертеж редуктора

Чертежи деталей редуктора

Сборочный чертеж привода по основной схеме с предохранительным механизмом от действия перегрузок

Студент _________ ________________ _________________

(подпись) (число) (расшифровка)

Руководитель _________ ________________ _________________

(подпись) (число) (расшифровка)

Часть 1. ПРОЕКТИРОВАНИЕ И ИССЛЕДОВАНИЕ МЕХАНИЗМОВ ПРИВОДА МЕХАНИЗМА ПЕРЕДВИЖЕНИЯ

1. Назначение и область применения привода

Назначение привода - привести в движение исполнительный механизм (механизм передвижения) согласно ТЗ.

Область применения привода - общее машиностроение.

2. Техническая характеристика привода

Ft = 3,68 кН - окружное усилие на приводном валу;

V = 1,7 м/с - скорость ходового колеса;

Nдв =7,5 кВт - мощность электродвигателя;

nдвном = 960 мин-1 - номинальная частота вращения электродвигателя;

iобщ = 14 - передаточное отношение привода;

зобщ = 0,88 - КПД привода.

Техническая характеристика редуктора.

Nб = 6,97 кВт - мощность на быстроходном валу;

TТ = 376,59 Нм - крутящий момент на тихоходном валу;

пТ = 171,43 мин-1 - частота вращения тихоходного вала;

iнред = 5,6 - номинальное передаточное отношение редуктора;

зред. = 0,96 - КПД редуктора.

3. Описание и обоснование конструкции привода

Согласно техническому заданию источником энергии является электродвигатель. Движение с вала двигателя на быстроходный вал редуктора передается через муфту 2. Редуктор одноступенчатый цилиндрический с прямозубым зацеплением вертикального исполнения. Движение с тихоходного вала редуктора на приводной вал исполнительного механизма передается через цепную передачу 4. Электродвигатель и редуктор установлены на раму привода. Редуктор - это устройство, предназначенное для понижения частоты вращения и увеличения крутящего момента.

4. Расчеты, подтверждающие работоспособность и надежность конструкции

4.1 Кинематический расчет приводов.

4.1.1 Мощность на приводном валу.

4.1.2 Частота вращения приводного вала

4.1.3 Общий коэффициент полезного действия привода.

где м. - КПД муфты; п.к. - КПД подшипников качения (три пары); ц.з.п.закр - КПД закрытой цилиндрической зубчатой передачи; цеп.п. - КПД цепной передачи.

4.1.4 Расчетная мощность электродвигателя

4.1.5 Выбор электродвигателя

Принимаем электродвигатель переменного тока серии АИР мощностью Nдв = 7,5 кВт. Перегрузка электродвигателя отсутствует. Расчет проводим по номинальным частотам вращения электродвигателя:

4.1.6 Общее передаточное отношение привода

4.1.7 Разбивка общего передаточного отношения привода.

Для открытой передачи привода (цепной передачи) назначаем

Фактическое передаточное отношение редуктора:

.

Редуктор зубчатый, поэтому номинальное передаточное отношение получаем путем согласования со стандартным рядом по ГОСТ 2185-66

Здесь число 10 не принадлежит рекомендуемому значению передаточного отношения зубчатой передачи.

Отклонение фактического передаточного отношения редуктора от его номинального значения:

, что менее 2,5%;

, что больше 4%.

, где u - номинальное передаточное число ступени редуктора.

4.1.8 Итог розбивки

Данной разбивке соответствует Двигатель АИР 132М6 ТУ 16 - 525.564 - 84, для котрого

,

4.1.9 Мощность на каждом валу

4.1.10 Частота вращения валов привода

nдв.ном = 960 мин-1

nб.в. = nдв.ном = 960 мин-1

4.1.11 Крутящий момент на каждом валу привода

4.2 Выбор материалов зубчатых колёс редуктора, определение допускаемых контактных напряжений и допускаемых напряжений на изгибе

4.2.1 Выбор материалов зубчатых колёс редуктора

Оценка предварительных размеров зубчатых колёс:

- межосевое расстояние передачи:

аW* = Kц(iредН + 1) = 9(5,6+1) =136,26 мм,

где Кц = 9 - вспомогательный коэффициент для дополнительного расчета.

Принимаю стандартное значение аW* = 140 мм

- предварительные диаметры зубчатых колёс:

Диаметры заготовок зубчатых колёс:

привод редуктор зубчатый напряжение

d1 = = = 42,42 мм,

d2 = d1iредН = 42,425,6 = 237,55 мм,

где d1 - диаметр шестерни, d2 - диаметр колеса.

Материалы и термообработка.

Выпуск крупносерийный. Назначаем прирабатывающиеся пары зубчатых колес.

Для унификации назначаем единую марку стали для шестерни и колеса передачи.

Шестерня: сталь 40Х ГОСТ 4543-71 (сталь легированная конструкционная) улучшение до 150…187 НВ + ТВЧ свыше 40 НRС.

Колесо : сталь 40Х ГОСТ 4543-71 (сталь легированная конструкционная) улучшение до 154…217 НВ.

Суммарное время работы передачи за весь срок службы привода.

ч.

4.2.2 Определение допускаемых напряжений зубчатых колес редуктора

Допускаемые контактные напряжения.

Шестерня

- Предел контактной усталости:

МПа.

- Коэффициент безопасности (для неоднородной структуры): .

- Базовое число циклов перемены напряжений: .

- Эквивалентное число циклов перемены напряжений :

Здесь Тmax = Т - максимальный момент из длительно действующих; с = 1 - число зацеплений за один оборот данной шестерни; m = 3 - показатель степени для зубчатых передач.

Отношение .

Коэффициент долговечности КНL = 1, так как NHE/NH0 > 1.

Принимаем ZRZV = 1.

- Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

МПа.

б) Колесо

МПа;

(однородная структура);

;

с = 1.

КНЕ = 1, так как NHE/NH0 > 1;

МПа;

804, 17 МПа

Допускаемое контактное напряжение ступени:

-передача цилиндрическая прямозубая зубчатая:

МПа.

4.2.3 Допускаемое напряжение изгиба зубчатых колес редуктора

а) Шестерня:

Предел выносливости зубьев при изгибе у-1 = 380 МПа.

Коэффициент безопасности: SF1 = 2.

Коэффициент двустороннего зацепления: KFC1 = 1.

Базовое число циклов перемены напряжений для стали NF0 = 4·106.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

Здесь Тmax = Т - максимальный момент из длительно действующих; с = 1 - число зацеплений за один оборот данной шестерни; m = 9 - показатель степени для зубчатых передач при Н>350НВ.

Коэффициент долговечности КFL1 = 1, так как NFE1 > NF0.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

МПа.

б) Колесо

у-1 = 380 МПа;

SF2 = 2;

KFC2 = 1;

NF0 = 4·106.

КFL2 = 1, т.к. NFE2 > NF0.

МПа.

Допускаемое напряжение изгиба ступени:

МПа.

4.3 Проектировочный расчет передачи редуктора, синтез зубчатого зацепления

4.3.1 Проектировочный расчет передачи редуктора

Межосевое расстояние.

Для закрытой цилиндрической передачи назначаю 8 степень точности (общее машиностроение).

Предварительное значение аW* = 140 мм

Уточняют предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

мм,

где Ка = 450 - для прямозубых колес; u = iредН = 5,6; КН = 1 - для проектировочного расчета; Т1 = ТБ.В. = 69,34Нм - крутящий момент на быстроходном валу; шba=0,4 - при симметричном расположении шестерни относительно опор.

Конструктивно принимаем мм.

Предварительные размеры зубчатых колес.

мм - делительный диаметр колеса;

мм - рабочая ширина колеса.

Конструктивно принимаем мм.

Модуль зацепления.

мм;

мм.

Конструктивно принимаем m = 2 мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона.

= 0 (передача прямозубая)

Округляю в меньшую сторону до целого числа: .

Число зубьев шестерни и колеса.

Округляю в большую сторону до целого числа: .

Тогда

Z2 = ZS - Z1 = 200 - 31 = 169.

Синтез зубчатого зацепления

Определяем фактическое передаточное число :

Uф= Z2/ Z1=169 / 31=5,45

, что менее 3%;

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса :

d1= = 31 2/1=62,

d2=2 - d1= 2200 - 62=338,

Определяем делительное межосевое расстояние :

a = 0,5 m ( Z2+ Z1) =0,5 2(31+169) = 200,

Определяем коэффициент воспринимаемого смещения :

у = - ( - а ) /m = -(200-200)/2=0

Определяем диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса :

da1 = d1+2 (1 + x1 - у) m = 62+2 (1+0-0) 2 =66 ,

da2 = d2 +2 (1 + x2 - у) m = 338 + 4 = 342 ,

Определяем диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса :

df1 = d1 - 2 (1,25 - x1 ) m = 62 - 5 =57,

df2 = d2 - 2 (1,25 - x2 ) m = 338 - 5 = 333,

Определяем начальные диаметры шестерни и колеса :

dw1= 2 /(u+1) = 400 / 6,45= 62,016 ,

dw2= 2 u /(u+1) = 400 5,45 / 6,45= 337,62 ,

Определяем основные диаметры шестерни и колеса :

db1 = d1 cos б = 62 cos 20 =58,26 мм,

db2 = d2 cos б = 338 cos 20 =317,62 мм.

4.4 Расчет к первому этапу компоновки редуктора

Определяем минимальные диаметр быстроходного вала:

= = 31,49 ,

где 0,2 - понижающий коэффициент при допускаемом напряжении на кручении.

- условное допускаемое напряжение на кручении.

Определяем минимальные диаметр тихоходного вала:

Для силовых механизмов (редуктор) диаметры валов должны быть более 16 мм.

Полученные значения округляю в большую сторону по ряду нормальных линейных размеров:

мм.

мм.

Определяем ширину колеса и шестерни:

= 80 мм

Согласуя с рядом нормальных линейных размеров, получаем:

b1 = 85 мм

b1 - ширина шестерни,

b2 - ширина колеса.

4.4.3Силовой анализ

Fr - радиальная составляющая нормальной силы Fn, направлена по радиусу к центру зубчатого колеса;

Ft - окружная составляющая нормальной силы Fn - касательная к начальным диаметрам;

Fm - усилие в муфте.

Fr1 = Fr2

Ft1 = Ft2

Fr = Fttg ( = 20? - передача стандартная)

Ft = 2T / dw

Ft1 = Ft2 = 2T1 / dw1 = 269,34 / 62,016 = 2,24 кН

Fr1 = Fr2 = Ft1tg = 2,24 tg20 = 0,82 кН

4.5 Синтез планетарного механизма

Планетарными называют механизмы, имеющие зубчатые колёса с подвижной осью.

Центральная ось - ось, относительно которой вращается водило. Водило (Н) - звено в котором установлен саттелит; саттелит (2) - это зубчатое колесо с подвижной осью вращения; колесо (3) - опорное (неподвижное) колесо.

Дано:

i пл = 7,3

Получаем: .

Определим диаметры зубчатых колёс:

- диаметр центрального колеса;

- диаметр сателлита;

- диаметр неподвижного колеса.

Проверка условий сборки:

- целое число.

Проверка условий соседства:

;

sin(60?) = 0,866 > 0,753

Определим масштабный коэффициент длины для построения планетарного механизма

,

где - диаметр неподвижного колеса в метрах; - отрезок, которым изображается требуемый диаметр.

Построение плана окружных скоростей:

Принимаем для предварительного расчета

м

м/с

Определяем масштабный коэффициент скорости:

Принимаем мм

мv =

Построение плана угловых скоростей:

Отрезок РР' принимаем равным 30 мм.

Определение масштабного коэффициента угловых скоростей:

РН= = рад/с

4.4.2 Проектировочный расчет открытых передач привода

4.4.2.1 Проектировочный расчет цепной передачи

1. Так как передаточное отношение i = 3,15 принимаем z1 = 21.

2. Число зубьев ведомой звездочки: .

Согласно ГОСТ 591-69 принимаем z2 = 71.

3. Минимальный диаметр звездочки:

мм.

4. Скорость цепи:

м/с.

5. Выбор режима смазки. Для заданных условий работы достаточно ручной периодической смазки каждые 8…10 часов работы. Коэффициент способа смазки kсп = 1,4.

6. Проекция опорной поверхности шарнира А для заданного режима работы передачи:

мм2.

Согласно ГОСТ 13552-97 принимаем двухрядную цепь с шагом t = 19,05 мм и проекцией опорной поверхности шарнира А = 211,0 мм2.

7. Базовое давление в шарнире цепи: МПа ? 54 МПа.

8. Допустимое напряжение в шарнире цепи для двухрядной роликовой цепи при kц =1,2, km = 0,85, kсп = 1,4:

МПа.

Для смазки передачи принимаем масло И-40А по ГОСТ 20799-88.

9. Допускаемая окружная сила передачи при средних эксплуатационных условиях:

Н.

10. Окружная сила, действующая в передаче: кН.

11. Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации при k1 = 1,2, k2 = 1, k3 = 1, k4 = 1,

k5 = 1,5, k6 = 1,25:

.

12. Проверка цепи на износостойкость: > кН.

Цепь не удовлетворяет условию износостойкости шарниров. Принимаем двухрядную роликовую цепь с шагом t = 25,4 мм.

13. Допускаемая окружная сила передачи при средних эксплуатационных условиях:

Н,тогда > кН.

Цепь не удовлетворяет условию износостойкости шарниров. Принимаем двухрядную роликовую цепь с шагом t = 31,75 мм.

Н, тогда < кН.

Цепь 2ПР-31,75-177 удовлетворяет условию износостойкости шарниров.

14. Расчет цепи на прочность:

Прочность цепи достаточна. Таким образом, в передаче используем приводную роликовую цепь 2ПР-31,75-177 ГОСТ 13568-97.

15. Согласно ГОСТ 591-69 звездочки передачи изготавливаем из среднеуглеродистой стали 40Х до твердости > 45 HRC.

16. Делительные диаметры звездочек:

мм,

мм.

17. Диаметр окружностей выступов:

мм,

мм.

18. Диаметр окружностей впадин:

мм,

мм.

19. Ширина зубчатого венца: мм.

20. Ведущая звездочка устанавливается на тихоходном валу редуктора, диаметр посадочной поверхности:

мм,

ведомая на приводном валу:

мм.

Принимаем мм, мм.

21. Наружный диаметр ступицы dст:

мм,

мм.

Согласно ряду нормальных линейных размеров принимаем мм,

мм.

22. Длину ступицы принимаем равной длине концевого участка вала:

мм.

23. Оптимальное межосевое расстояние:

мм.

24. Число звеньев цепи:

мм.

Принимаем число звеньев цепи .

25. Длина цепи: мм.

26. Межосевое расстояние передачи:

Для обеспечения провисания цепи принимаем мм.

27. Усилие предварительного напряжения цепи: Н.

28. Сила действующая на валы:

Н.

ПЕРЕЧЕНЬ ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

ГОСТ 2.105-95. Общие требования к текстовым документам //

ГОСТ 2.001-70 и др.- М. 1983.

ГОСТ 2.120-73. Технический проект //ГОСТ 2.001-70 и др.-М. 1983.

Бондалетов В.П., Козлова С.Н, Крылов СВ., Шенкман Л.В. Технические расчеты. Ч.1. Кинематический расчет привода. Выбор материалов зубчатых колес и червячной пары. Определение допускаемых напряжений: Методическое пособие по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». - Ковров: ГОУ ВПО «КГТА», 2004.

Бондалетов В.П. Конструирование валов силовых зубчатых механизмов: методическое пособие / В.П. Бондалетов, С.Н. Козлова, Л.В. Шенкман, Т.Б. Щепилова. - Ковров: КГТА, 2007.

Дунаев П. Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высш. шк., 2005.

Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. - М.: Маши-ностроение, 2001.

Бондалетов В.П., Козлова С.Н, Шенкман Л.В., Козлова Л.В. Порядок оформления курсового проекта. Ч.2. Чертежи: Методические указания по дисциплине «Детали машин и основы конструирования». - Ковров: КГТА, 2004.

Иванов М.Н. и Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машинострои. вузов. М., Высш. школа, 1975.

Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие / С.А. Чернавский, КН. Боков, ИМ. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988.

Атлас конструкций узлов и деталей машин: Учеб. пособие / Б.А. Байков, А.В. Клыпин, И.К Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского. - М.: Изд-во МГТУ им. Н.Э. Баумана, 2005.

Размещено на www.allbest.ru