Проект привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает клино-ременную передачу и одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубой передачей.

1. Расчетная часть проекта

Вся информация (табличные значения, формулы, коэффициенты) приведена из источника [1].

Схема № 2

Исходные данные

Вид передачи - косозубая

1.1 Выбор электродвигателя

По оборотам:

Предположим, имеется в наличии цепная передача с =4 и цилиндрический редуктор = 4 . Принимаем предварительно = 3,35.

Соответственно:

обороты двигателя.

обороты ведущего вала.

общее передаточное число.

передаточное число редуктора.

Принимаю электродвигатель, у которого , уточняю

Сохраняем и , уточняем

Таким образом, мы подобрали электродвигатель по оборотам и определили передаточные отношения на каждой ступени и привода в целом.

1.2 Выбор электродвигателя по мощности

В нашем случае:

КПД привода.

потери на трение в опорах. (0,99)

КПД редуктора. (0,97)

мощность двигателя, Вт.

мощность ведущего вала, Вт.



Принимаю электродвигатель мощностью 4,52 кВт, марки 4А100L2 у которого:

Значения символов в условных обозначениях: цифра 4 указывает порядковый номер серии, буква А - род двигателя - асинхронный. Следующие за буквой А числа (двух- или трехзначные) соответствуют высоте оси вращения (высота от центра вала до основания), мм; буквы L, S и М относятся к установочным размерам по длине станицы; буквы А и В - модификация. Цифры 2, 4, 6 и 8 означает число полюсов.

Для расчета элементов привода потребуются параметры на всех валах привода; мощность - N (Вт); число оборотов - n (об/мин); угловая скорость - щ (с^-1); крутящий момент - Т (Н*м).

Составим таблицу этих параметров.

№	N, Вт	n, об/мин	щ, с-1	Т, Н?м
1	4520	3000	314	12
2 (ш1)	4340	896	93,8	46
3 (к2)	4168	224	23,4	178
4	3838	56	5,86	655
в.в	3800	56	5,86	648

Двигаясь от ведомого вала к ведущему, вычисляем мощности N(Вт), по формулам:

Вычисляем обороты n (об/мин):

Вычисляем угловые скорости щ (с^-1):

Крутящий момент - Т, Н*м.

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Расчет зубчатых колес редуктора на контактную прочность

Условие контактной прочности имеет вид:

(2.1)

Здесь = a - межосевое расстояние; - крутящий момент на валу зубчатого колеса; - ширина колеса; u -- передаточное отношение пары зацепления - комплексный коэффициент - учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями! - учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - зависит от скорости и степени точности передачи. Значения коэффициентов приведены ниже. Предварительно принимаем = 1,3

Допустимое контактное напряжение определяется по формуле

(2.2)

допустимое контактное напряжение.

предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают .

коэффициент безопасности; для колес из нормальной и улучшенной стали, а также при объемной закалке принимают ; при поверхностном упрочнении зубьев . В данном случае я принимаю

Из таблицы 2.1 для углеродистых и легированных сталей с твердостью поверхностей зубьев 48…54 HRC , принимаю Сталь 50 , поверхностная закалка 50 HRC. .

В нашем случае:

Расчет межосевого расстояния

(2.4)

межосевое расстояние, мм.

передаточное число редуктора u=5.

крутящий момент на валу колеса .

комплексный коэффициент. Принимаю .

допустимое контактное напряжение, МПа.

коэффициент ширины зубчатого венца, для косозубых передач

принимаю .

.

Нормальный модуль зацепления:

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Стандартные модули:

ряд 1:1; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10; 12; 16;20;

ряд 2:1,25; 1375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9; 11; 14; 18

принимаем стандартный модуль .

Определяем суммарное число зубьев, предварительно задавшись

углом наклона зубьев в интервале в = 8^o...15°.

Принимаем

; (2.5)

Определяем числа зубьев шестерни и колеса

. (2.6)

Уточнение значения угла наклона зубьев:

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:



Проверка:

диаметры вершин зубьев:

Расчет ширины колеса:

Расчет ширины шестерни:

Расчет коэффициента ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности (V <5 м/с)

Коэффициент нагрузки:

= 1,09 при 8-й ст. точн. и V <5 м/с

= 1,1;

= 1,0 при V? 5(м/с);

В нашем случае:

Проверка контактных напряжений по формуле (2.1)

Условие контактной прочности выполнено.

2.2 Силы, действующие в зацеплении

окружная

;

Радиальная

;

стандартный угол эвольвентного зацепления

осевая

2.3 Проверка зубьев по напряжениям изгиба

Условия прочности имеет вид:

(2.7)

Коэффициент V_F зависит от числа зубьев и имеет следующие значения:

Z ... 17 20 25 30 40 50 60 80 100 и более

Y_F ...4,28 4,09 3,9 З,8 3,70 3,66 3,62 3,61 3,60

m- модуль

Число зубьев Z

Коэффициент Y_F зависит от числа зубьев.

Y - учитывает угол наклона зубьев.

K_F- учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

K_FV- коэффициент динамичности, зависит от скорости и степени точности передачи.

_F- учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, при _bd=0,889 и твердости 48…54 HRC

Допускаемое напряжение определяется по формуле

МПа (2.8)

[n]_F - коэффициент запаса прочности. [n]_F = [n]_F'*[n]_F"

[n]_F=1,75

[n]_F" - учитывает способ получения заготовки колеса: для проката [n]_F" = 1.

д°_{F limb} очень сильно зависит от термообработки зубьев.

д_F = Y_F*Y_в*K_Fб*K_Fв*K_Fv* 2T₁/(z₁²*Ш_bd*m³)

В нашем случае:

Y_F = 3,75 (35 зубьев)

Y=1-13,59/140=0,9

K_Fв = 1,2

K_Fv = 1,0

К Fa⁼ 0,75

МПа

Условия прочности выполнимо.

3. Расчет валов редуктора

Применили Сталь 45, имеющую в состоянии поставки д_B = 598 (МПа);

д_T= 363 (МПа). Коэффициент запаса прочности возьмем n = 5

Тогда:

МПа

МПа

Ведущий вал:

Ведомый вал:

диаметр выходного вала, мм.

Момент кручения ведущего вала, н*м.

Конструктивные схемы валов

Ведущий вал

Ближайший больший .

. Подшипников с таким диаметром нет.

Ближайший больший подшипник имеет диаметр

Подшипник должен упираться в бурт.

Диаметр бурта:

Принимаю диаметр .

Ведомый вал

Ближайший больший ,

Подшипники с таким диаметром есть.

Оставляю этот диаметр.

Принимаю диаметр .

4. Конструктивные размеры шестерни и колеса

редуктор электродвигатель мощность привод

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры:

, , .

Колесо кованное, размеры:

, , .

Диаметр ступицы ;

длинна ступицы ,

принимаю .

Толщина обода ,

принимаю .

Толщина диска ,

принимаю C =10мм

Ширина шпоночного паза:

Ведущий вал: b=6; отв.

Ведомый вал: b=8; отв.

5. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

,

принимаю ;

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

;

Нижнего пояса корпуса

. принимаю .

Диаметр болтов: фундаментных

;

принимаю болты с резьбой М16;

Отверстия под фундаментные болты рекомендуется делать на 2 мм больше диаметра болта.

Диаметр крепежных болтов:

;

принимаю болты с резьбой М10;

Отверстия под болты рекомендуется делать на 1 мм больше диаметра болта.

6. Компоновка редуктора

В первую очередь необходимо подобрать подшипники качения.

Поскольку передача косозубая, то есть имеются радиальная и осевая нагрузки, следует применить радиально-упорные шариковые подшипники. Применил подшипники лёгкой серии.

№ подшипника	d	D	B	Грузоподъемность, кН
	Размеры (мм)	C	C0
46205	25	52	15	15,7	8,34
46206	30	62	16	21,9	12

Численные значения по пунктам компоновки редуктора для нашего случая:

1) а_w= 90(мм).

2) d₁ = 36 (мм); b₁ = 32 (мм); d₂ = 144(мм); b₂ = 27(мм);

d_ст = 52(мм); L_ст = 45 (мм).

3) d_k2 = 32 (мм); d_п2 = 30(мм); d₆₂ = 38 (мм); с=10 (мм)

5) d_в1=19(мм); d_п1= 25 (мм); d_б1 = 28 (мм).

7) д = 5 мм;

8) f > 2d_kp > 2*10 = 20 (мм), принимаю f=22 (мм)

9) D_Kp= D + 2а + 2b;

a = (0,9…1,0) d_kp = 0,9*10=9мм

b = (1,2…1,3)d_kp = 1,2*10=12 мм

Ведущий вал: D_Kp= D + 2а + 2b = 52+ 2*9 + 2* 12 = 94 (мм).

Ведомый вал: D_Kp= D + 2а + 2b = 72 + 2*9 + 2* 12 = 114 (мм).

10) m_n = 1 мм;

11) е + д =10 + 6 = 16 мм;

12) f=22 мм;

13) q?2d_ф ?2*18 = 36 мм.

14) Места крепления корпуса с крышкой показаны на сборочном чертеже.

7. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал

Расчетная схема ведущего вала.

Окружная

Радиальная

Осевая

Делительный диаметр шестерни

Крутящий момент

Число оборотов вала

Из первого этапа компоновки

L₁= == 40 (мм)

Расчетная схема ведущего вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис.

Реакции опор в горизонтальной плоскости равны:



Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости равен:

Суммарные реакции опор равны:

Проверяем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Эквивалентная нагрузка:

 (7.1)

табличные значения; радиальная нагрузка, Н.

осевая нагрузка, Н.

коэффициент; при вращении внутреннего кольца ;

К_б = 1,25 -лёгкие толчки; перегрузка до 125%.

Предположим, у нас 2-й случай. .

температурный коэффициент,

Рабочая температура подшипника до .

Коэффициенты X и Y зависят от соотношения F_a /( V* F_r) и е - параметр осевого погружения

С₀ - статическая грузоподъемность.

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников:

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников при F_a/( V* F_r) < е принимаю X = 1, Y = 0.

Расчет долговечности, млн. об.

динамическая грузоподъемность по каталогу, кН.

эквивалентная нагрузка, кН.



Расчетная долговечность, ч.

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал

Силы в зацеплении такие же, как на ведущем валу:

L₂===42 (мм)

Расчетная схема ведомого вала и эпюры изгибающих и крутящего моментов показаны на рис 7.2



Реакции опор:

в плоскости

Реакции опор в вертикальной плоскости равны:

Максимальный изгибающий момент в горизонтальной плоскости равен:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости равен:



Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Для радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников:

Поэтому: и

Эквивалентная нагрузка:

Расчет долговечности, млн. об.



Расчетная долговечность, ч.

8. Проверка прочности шпоночных соединений

Применяю шпонки призматические со скругленными торцами.

Материал шпонок - сталь 45, имеющая ,

Коэффициент запаса прочности возьмем такой же, как и для валов n=5.

Тогда

Шпонки рассчитываются на смятие.

Напряжение смятия и условие прочности по формуле

(8.1)

Ведущий вал:

; ; ;; ;

длинна шпонки

Условие прочности выполнимо.

Ведомый вал:

; ; ; ; ;

длина шпонки

Условие прочности выполнимо.

Заключение

Работа выполнена в соответствии с заданием. Спроектирован одноступенчатый редуктор.

Список литературы

1. Китов А. К. Прикладная механика. Курсовой проект. - Иркутск, 2010. - 32с.

2. Стандарт организации СТО ИрГТУ. 005-2009. Оформление курсовых и дипломных проектов (работ) технических специальностей - Иркутск: Из-во ИрГТУ, 2009. - 36с.

Размещено на Allbest.ru