Особливості розрахунку кінематичного привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Особливості розрахунку кінематичного привода

1.ЕНЕРГОСИЛОВИЙ ТА КІНЕМАТИЧНИЙ РОЗРАХУНКИ ПАРАМЕТРІВ ПРИВОДА

кінематичний привід передача підшипник

1.1 Позначення параметрів та елементів привода

Перед визначенням параметрів накреслимо службову кінематичну схему (рис. 1.1). Вхідний вал привода, вал електродвигуна позначаємо цифрою 1. На схемі редуктора цифрами 2, 3 позначаємо швидкохідний, і тихохідний вали та їх параметри.

Рисунок 1.1 - Кінематична схема приводу.

З метою зручності введення розрахунків параметрам елементів передачі, що розглядається, надаються індекси ведучого "1" та веденого - "2". Для індексації елементів передач використаємо такі позначення:

"п" -пасова передача;

"ч" - черв'ячна передача;

"р" - редуктор;

"пк" - підшипник кочення.

1.2 Визначення потрібної потужності і вибір електродвигуна привода

При довгостроковому постійному або незначному змінному навантаженні, яке притаманне компресорам, конвейєрам, транспортерам та іншим механізмам, розрахункова потужність електродвигуна привода визначається через потужність на вихідному валу привода, кВт:

Вт

де Р₃ - потужність на вихідному валу привода, Вт;

з1 - коефіцієнт корисної дії пасової передачі.

з2 - коефіцієнт корисної дії черв'ячнної передачі.

зпк коефіцієнт корисної дії підшипників.

Визначимо коефіцієнт корисної дії привода:

де з_П - коефіцієнт корисної дії пасової передачі, з_П=0,97;

з_Ч - коефіцієнт корисної дії черв'ячної передачі, з_К=0,8;

з_ПК - коефіцієнт корисної дії однієї пари підшипників кочення, з_ПК=0,99;

k - число пар підшипників, k=2;

Для приводів конвеєра та інших механізмів широко використовуються двигуни серії 4А виконання ІМ1081, ІМ2081 за ГОСТ 19523-81 потужністю від 0,55 до 30 кВт та синхронними частотами обертання ротора від 750 до 3000 хв^-1.

З довідників вибираємо двигун ближчої меншої по ряду потужності Р_Д у порівнянні з розрахунковою. Обираємо двигун 4А132М4/1445/2 з потужністю 7,5 кВт з синхронною частотою обертання 1500 хв^-1 та перевіряємо його на перевантаження:

Маючи потужність Р_Д та синхронну частоту обертання обираємо з довідників типорозмір двигуна. Запишемо його габаритні розміри (таблиця 1.1) та виконаємо ескіз двигуна виконанням ІМ1081.

Таблиця 1.1 - Габаритні розміри двигуна .

Тип двигуна	Число полюсів	Виконання ІМ1081
		d30	l1	l30	d1	b1	h1	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
4A 132S	4	302	80	480	38	10	8	140	89	12	216	132	13	350

1.3 Визначення загального передаточного числа привода та його розподіл по ступеням

Визначимо загальне передаточне число привода U':

де n₃ - частота обертання вихідного валу, хв^-1;

- асинхрона частота обертання валу двигуна, хв^-1;

Розподіл U' з урахуванням можливих значень передаточних чисел різних передач треба вести додержуючись основних критеріїв: матеріаломісткість, вартість, довговічність та габаритні розміри привода. Всі ці критерії залежать від матеріалів та хіміко-термічної обробки зубчастих коліс, рівноміцності деталей передач, раціонального визначення способу змащування, допустимого недовантаження передач.

Визначимо передаточне число черв'ячної :

де U1 - попередньо вибране передаточне число пасової передачі, =2,5, попередньо вибране передаточне число черв'ячної передачі .

1.4 Визначення частоти обертання валів привода, потужностей та обертових моментів, що передаються валами

Розрахуємо дійсні частоти обертання валів, хв^-1:

Розрахуємо потужності на валах, Вт:

Вт

Вт

Розрахуємо обертові моменти на валах, Нм:

Нм

1.5 Підсумкові дані розрахунку

Параметри визначеного для привода електродвигуна:

тип - 4А 132S4/1455/2;

потужність - Р₁=7.5 кВт;

частота обертання ;

коефіцієнт пускового перевантаження .

Енергосилові та кінематичні характеристики привода приведені в таблиці 1.2.

Таблиця 1.2 - Енергосилові та кінематичні характеристики привода.

Номер вала	Частота обер-тання, хв-1	Потужність, Вт	Обертовий момент, Нм	Передаточне число	число
1					0,97 0,8
2
3

2. РОЗРАХУНОК ЧЕРВ'ЯЧНОЇ ПЕРЕДАЧІ

2.1 Вихідні дані

Обертовий момент на ведучому валу	Т3=1915,386 Нм
Частота обертання ведучого валу	n3=28 с-1
Передаточне число	U2=20,786
Ресурс роботи передачі	tУ=10000 год
Коефіцієнт навантаження	Ш=2
Режим навантаження	середньонавантажений

2.2 Вибір матеріалу

Згідно p рекомендацій вибираємо матеріали для колеса і черв'яка :

черв'як - сталь 40ХН; об'ємне гартування; НRC=45…50, у_в1=900 Мпа, у_т1=750 Мпа.

колесо - БрА10ЖЗМу2;безолов'яна бронза, у_в1=550 Мпа, у_т1=360 Мпа.

2.3 Розрахунок допустимих напружень

Розрахунок ведемо для колеса тому що воно має менші границі міцності і текучості.

Визначимо швидкість ковзання:

м/с

м/с

Визначимо допустиме контактне напруження, МПа:

МПа

Vs--швидкість ковзання

Допустимі граничні контактні напруження, МПа:

Мпа

Допустимі напруження згину при втомі, МПа:

а) при реверсивному русі:

К_FL - коефіцієнт довговічності;

К_FE - коефіцієнт, який залежить від виду термообробки, обираємо з довідників К_FE =1;

m_F - показник ступеня, який залежить від твердості, m_F=9;

;

МПа

б) при нереверсивному русі:

Мпа

Допустимі граничні напруження згину:

Мпа

- умова виконується

2.4 Проектний розрахунок

Знайдемо міжосьову відстань, мм:

де К_н =1 при м/с і К_н =1,1...1,3 прим/с

- оріентовна колова швидкість

м/с отже обираємо К_н =1

- допустимі контактні напруження

Згідно з ГОСТ 2144-76 обираємо стандартне значення а_W=225 мм.

Обираємо рекомендоване число витків черв'ка в залежності від передаточного числа U=20,786, отже

Розрахуємо число зубців колеса

Z2 = 43

Визначимо модуль зачеплення, мм:

Згідно з ГОСТ 2144-76 обираємо стандартне значення m=8 мм.

q'=

Згідно з ГОСТ 2144-76 обираємо стандартне значення q=12,5

Визначимо фактичне передаточне число передачі:

Перевіримо умову співпадання передаточних чисел передачі:

2.5 Геометричні характеристики

Визначимо геометричні розміри черв'яка, мм:

мм

мм

Коефіцієнті c2 і c2 обираємо із таблиці (5.11)

мм

збільшуємо на 25 мм і округлюємо до цілого числа b1=142

Визначимо геометричні розміри колеса, мм:

мм

мм

мм

Приймаємо ширину колеса b2=75

Перевіримо значення міжосьової відстані

мм

Колова швидкість колеса:

м/с

Колова швидкість черв'яка:

м/с

Швидкість ковзання:

м/с

2.6 Сили в зачепленні

Визначимо колову силу на колесі, Н:

Визначимо радіальну силу в зачепленні, Н:

Визначимо колову силу на черв'яку, Н:

Визначимо ККД передачі:

2.7 Перевірочний розрахунок передачі

2.7.1 Розрахунок на контактну втому

Визначимо дійсні контактні напруження, МПа:

де Z_М - коефіцієнт, який враховує механічні властивості матеріалу, Z_М=210;

Z_Н - коефіцієнт, який враховує форму спряжіння поверхонь зубців у полосі зачеплення Z_Н=1,8;

Z_е - коефіцієнт, який враховує сумарну довжину контактних ліній Z_е=0,75;

Питома розрахункова колова сила, Н/мм

,

де ? - коефіцієнт деформації черв'ка,(табл.6.1)

при середньонавантаженному режимі mр=0,5

К_Нв - коефіцієнт розподілення навантаження по ширині зубчастого вінця;

К_НV - коефіцієнт динамічного навантаження в зубчастому зачепленні, згідно довідників обираємо К_НV=1,05(V2>3м/c);

МПа ?[уH]

умова міцності виконується

Визначимо дійсні максимальні контактні напруження, МПа:

-коефіцієнт короткочасних перевантажень

умова міцності виконується

2.7.2 Розрахунок на втому при згині

Розрахунок зубця черв'ячного колеса на втому при згині ведуть за умовою:

де Y_FH =1,4- коефіцієнт форми зуба (табл.6.2);

Y_е =0,75- коефіцієнт, який враховує перекриття зубів;

Y_в - коефіцієнт нахилу зубців;

Визначимо коефіцієнт нахилу зубців:

Питома розрахункова колова сила, Н/м:

; ; ,отже

МПа

Розрахунок зубця черв'ячного колеса на міцність при дії короткочасного перевантаження :

МПа

42,02?196 -умова виконується

2.7.3 Розрахунок черв'яка на міцність

Розрахунок еквівалентних напружень, МПа (за енергетичною теорією міцності) :

де МЕ - еквівалентний момент,Нм:

де Мзг - сумарний згинаючий момент, Нм від сил ,діючих на черв'як,Нм:

Де L =0,9...1,0d2 - відстань між опорами черв'яка, мм;

d2 - ділильний діаметр колеса,мм;

T2 - крутний момент на черв'яка ,Нм;

d1 - ділильний діаметр черв'яка, мм;

df1 -діаметр впадин черв'яка, мм;

-допустимі напруження згину для черв'яків, із довідкової літератури обираємо для сталі 40Х =80, МПа

L = 0,95*344 = 326,8мм

Нм

, Нм

- умова виконується

2.7.4 Розрахунок черв'яка на жорсткість

Розрахунок черв'яка на жорсткість ведуть за умовою достатньої жорсткості черв'яка:

Y?[Y]

де Y- розрахункова стрілка прогину черв'яка,мм:

,

де ,Н рівнодійна колової та радіальної сили на черв'яку;

L=(0,8...1)d2 ,мм - орієнтовна відстань між опорами черв'яка;

,МПа -модуль пружності матеріалу черв'яка;

,мм - осьовий момент інерції перерізу черв'яка.

Допустима стрілка прогину черв'яка, за умовою нормальної роботи зачеплення, мм

[Y]=(0,01....0,005)m

Н

L=0,9*344= 309,6 мм

,

, ? [Y]=0,075*8=0,6

умова жорсткості виконується

2.8 Тепловий розрахунок передачі

Тепловий розрахунок черв'ячного редуктора ведуть за умовою:

Температуру мастила розраховують за формулами:

а) без штучного обдування:

;

б) при обдуванні за допомогою вентилятора

де - t0 = 20єC, температура середовища, де працює редуктор;

P2, Вт - потужність що підводиться до передачі;

зrp=0,95=0,76 - ККД черв'ячного редуктора

KT - коефіцієнт теплопередачі ,

KT = 10 без штучного обдування ;

KTВ = 24 (табл.9.4) при обдуванні вентилятором

ш = 0,3 - коефіцієнт, який враховує відвід теплоти від дна корпуса на металічну раму або плиту;

- площа охолоджуваної поверхні корпуса, яка враховує 50% поверхні ребер;

а)

б)

приймаємо схему без обдувки вентилятором, корпус виготовляємо з оребренням.

2.9 Підсумкові дані розрахунку

Міжосьова відстань аW=225 мм ± 145 мкм
Модуль m=8мм
Кут нахилу зубців черв'яка г=10,20
Ступінь точності згідно ГОСТ 1643-81 - восьмий
	черв'як	колесо
Число зубців Z	2	43
Напрям лінії зуба	лівий
Коефіцієнт зміщення Х	0	0,375
Ділильний діаметр d, мм	100	344
Діаметр вершин зубців dа, мм	116	362
Діаметр впадин df, мм	80,8	336,8
Ширина b, мм	125	87
Колова сила Ft, Н	2304	11135
Радіальна сила Fr, Н	4053	4053
Осьова сила Fа, Н	11135	2304

3. РОЗРАХУНОК ПЛОСКО-ПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ

1) Вхідні данні: Р1 = 7236,842 ВТ; n1 = 1455 об/хв; U = 2,5; T1 = 47,5 Нм; R- умови роботи

2) Геометричний розрахунок передачі:

Діаметр меншого шківа визначаємо за формулою

мм

Одержане значення діаметра шківа округляємо до стандартного згідно з ДСТУ 17383-73 приймаємо діаметр шківа мм

Визначаємо колову швидкість

м/с

Визначаємо діаметр веденого шківа мм, де - коефіцієнт ковзання, приймаємо .

Згідно до ДСТУ 17383-73 приймаємо діаметр шківа мм

Дійсне передаточне відношення передачі:

Визначаємо міжосьову відстань: мм

Розрахункова довжина паса

мм

Приймаємо довжину паса =2340 мм

Перевіряємо кут обхвату меншого шківа

3) Перевірка паса на довговічність

Перевіряємо умову обмеження числа пробігів паса

4) Ширина:

Розрахункове корисне навантаження, яке передає передача

Для розрахунку вибраного паса на тягову здатність за табл. 21.4 беремо оптимальне питоме корисне навантаження,що може передаватись одиницею ширини паса,Н/мм при питомій силі попереднього натягу віток паса,яка припадає на одиницю товщини однієї прокладки,Н/мм

Допустиме питоме корисне навантаження

Н/м

Тут вибрані такі значення розрахункових коефіцієнтів:

; ;

;

Потрібна ширина паса мм

Вибираємо стандартну ширину паса b=100 мм(див.табл.21.4)

Площа поперечного перерізу паса , де -товщина паса

Потрібна сила попереднього натягу віток паса

Навантаження на вали пасової передачі

Напруження попереднього натягу:

Мпа

Напруження від дії відцентрової сили:

Мпа

Напруження згину у пасі

МПа,

де значення та Е=300 МПа з табл(21.3)

Максимальне напруження у пасі

МПа

При обмеженій границі витривалості МПа, показнику степеня кривої втоми m=6 (з табл.21.3),числі шківів n=1 та V=0,5 строк служби паса

год.

4 КОМПОНОВОЧНИЙ РОЗРАХУНОК ВАЛІВ ЗА УМОВИ КРУЧЕННЯ ТА ЙОГО ПОПЕРЕДНЄ КОНСТРУЮВАННЯ

Вал черв'яка:

Сили, які діють на вал:

;

Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під шківом пасової передачі:

З компановки беремо розміри: а= 196мм; в= 176мм; с=122мм

Знайдемо реакції опор в вертикальній площині, Н:

,Н

Перевірка:

Знайдемо реакції опор в горизонтальній площині, Н:

Перевірка:

Згинаючі моменти

Побудуємо епюри згинаючих моментів. у всіх небезпечниих перерізах, Нм:

Знайдемо згинаючі моменти в вертикальній площині у всіх небезпечних перерізах, Нмм:

горизонтальній площині у всіх небезпечних перерізах, Нмм:

Знайдемо сумарні згинаючі моменти, що діють у небезпечних площинах:

Знайдемо зведені моменти, які враховують навантаження на ланках вала, де одночасно діє момент згину і крутний момент, Н:

Знаходимо діаметри пік шестернею та підшипниками:

мм

мм

Тихохідний вал:

Сили, які діють на вал

;

Діаметр вала з умови міцності на кручення попередньо визначимо для перерізів вала під колесом:

З компановки беремо розміри: а= 95мм; в= 82мм; с=82мм

Знайдемо реакції опор в вертикальній площині, Н:

Перевірка:



Знайдемо реакції опор в горизонтальній площині, Н:

Перевірка:

Згинаючі моменти

Знайдемо згинаючі моменти в вертикальній площині у всіх небезпечних перерізах, Нмм:

Знайдемо згинаючі моменти в горизонтальній площині у всіх небезпечних перерізах, Нмм:

Знайдемо сумарні згинаючі моменти у всіх небезпечиих перерізах, Нм:

Побудуємо епюри згинаючих моментів.

Знайдемо зведені моменти, які враховують навантаження на ланках вала, де одночасно діє момент згину і крутний момент, Н:

Знаходимо діаметри під шестернею та підшипниками:

мм

мм

Приймаємо діаметр під колесом 105мм,а під підшипниками 100мм.

Перевірка тихохідного вала на опір втомі.

Щоб визначити придатність вала необхідно визначити коефіцієнт запасу міцності на втому у небезпечних місцях і порівняти його з допустимим значенням. Визначаємо цей коефіцієнт для шпонки вала ш105 .

;

, - ефективні коефіцієнти концентрації напружень;

- границі витривалості;

- амплітудні значення напружень;

МПа ; МПа

МПа

МПа

? 1,5

отже умова виконується.

5. РОЗРАХУНОК ШПОНОЧНИХ З'ЄДНАНЬ

5.1 Шпоночне з'єднання на швидкохідному валу

5.1.1 Розрахуємо призматичну шпонку для вала ш35

Згідно з ГОСТ 10748 - 79 маємо наступні розміри:

Визначимо довжину шпонки за формулою:

обираємо МПа

Приймаємо довжину шпонки 22, тоді довжина шпоночного паза:

мм

5.1.2 Розрахуємо призматичну шпонку для вала ш40. Згідно з ГОСТ 10748 - 79 маємо наступні розміри:

dB	b	h	t1	t2	l	r	c
40	12	8	5	3,6	28…140	0,2	0,4

Довжина шпонки :

мм

Тоді довжина шпоночного пазу:

мм

5.2 Шпоночне з'єднання на тихохідному валу.

5.2.1 Розрахуємо призматичну шпонку для вала ш105. Згідно з ГОСТ 10748 - 79 маємо наступні розміри:

dB	b	h	t1	t2	l	r	c
105	32	18	11	7,4	90…360	0,4	0,6

Довжина шпонки:

мм

Тоді довжина шпоночного пазу:

мм

5.2.2 Розрахуємо призматичну шпонку для вала ш95. Згідно з ГОСТ 10748 - 79 маємо наступні розміри:

dB	b	h	t1	t2	l	r	c
95	25	14	9	5,4	70…280	0,4	0,6

Довжина шпонки:

мм

Тоді довжина шпоночного пазу:

мм

6. РОЗРАХУНОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

6.1 Перевірка підшипників на швидкохідному валу за строком служби

Оскільки на валу черв'яка розміщена температуробезпечна схема із двух радіальноупорних підшипників і одного радіального розрахуємо обидва:

Розрахуємо радіально-упорний підшипник у опорі зліва.

Обираємо радіально-упорний конічний підшипник №7207А з наступними характеристиками: е=0,369; C=32500 Н б=14°.

З попередніх розрахунків швидкохідного валу маємо сили, що діють на підшипники і, таким чином, можемо визначити їх рівнодіючі:

Оскільки то обираємо коефіцієнти радіального та осьового навантаження з наступними значеннями: Х=0,4, Y=1,9.

Запишемо рівняння приведеного навантаження для даного підшипника:

R=(XVRr+YR)KуKt

де V=1 - коефіцієнт обертання,

- коефіцієнт безпеки,

- Температурний коефіцієнт.

об

Тоді строк служби підшипника в годинах:

Отже обраний підшипник задовольняє умовам довгостроковості із 3 замінами підшипника за час роботи.

Тепер перевіримо підшипник радіальний кульковий №307 з наступними характеристиками: C=26200Н ; С0=17900Н X=1.

оскільки цей підшипник сприймає тільки радіальне навантаження то:

R=(XVRr)KуKt= H

об

Тоді строк служби підшипника в годинах:

об

Отже обраний підшипник задовольняє умовам довгостроковості.

приймаємо цей підшипник без заміни під час роботи.

6.2 Перевірка підшипників на тихохідному валу за строком служби.

Обираємо радіально-упорний конічний підшипник №7220 з наступними характеристиками: е=0,314; C=221000Н б=11°.

З попередніх розрахунків швидкохідного валу маємо сили, що діють на підшипники і, таким чином, можемо визначити їх рівнодіючі:

Так як зусилля на першому підшипнику більше, то розрахунок ведемо лише для нього.

оскільки , то обираємо коефіцієнти радіального та осьового навантаження з наступними значеннями: Х=1, Y=0.

Запишемо рівняння приведеного навантаження для даного підшипника:

R=(XVRr+YR)KуKt

де V=1 - коефіцієнт обертання,

- коефіцієнт безпеки,

- температурний коефіцієнт.

R=280524,41 H

об

Тоді строк служби підшипника в годинах:

приймаємо цей підшипник з трьома замінами під час роботи.

7.РАМА

Рама виготовляється зварною з швелера. Розміри швелера та косої шайби обираються згідно діаметру фундаментальних болтів редуктора.

Рисунок 12.1 - Ескіз швелера та косої шайби.

Виходячи із того, що для кріплення редуктора використовуються фундаментальні болти М20 обирається швелер №14. Розміри швелера та косої шайби приведенні в таблиці:

Таблиця 12.1 - Розміри швелера та косої шайби

d1	H1	H	b	h	В	S	T	R	r	a
мм	мм	мм	мм	мм	мм	мм	мм	мм	мм	мм
17+0,43	5,7	6	30	140	58	4,9	8,1	8	3	35

ВИСНОВКИ

Виконано проект механічного привода у складі черв'ячної та пасової передач. Ресурс роботи механічного привода складає 10000 годин. У склад механічного привода входить електродвигун - 4А132S4/1455/2 з потужністю 7,5 кВт та синхронною частотою обертання 1500 хв^-1. Черв`ячна передача редуктора виконана з сталі 40ХН та безолов'яної бронзи БрА10Ж3Му2, передача має недовантаження 12,5%, що задовільняє вимогам ГОСТу та умовам експлуатації. Зубчатопасова передача має довжину пасу 2340 мм. Проведено розрахунок валів на міцність. Передбачена робота редуктора з замінами підшипників під час строку служби. Змащування коліс передач і підшипників рідинне - мастилом И-50А у кількості 10 літрів.

ПЕРЕЛІК ВИКОРИСТАНИХ ДЖЕРЕЛ

1. Стандарт підприємств СТП 15-96. Пояснювальна записка до курсових і дипломних проектів. Вимоги і правила оформлення. ЗДТУ, 1996 - 36 с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя т.1, 8-е изд. пе-рераб. и доп. - М.; Машиностроение, 2001 - 920 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя т.2, 8-е изд. пе-рераб. и доп. - М.; Машиностроение, 2001 - 901 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя т.3, 8-е изд. пе-рераб. и доп. - М.; Машиностроение, 2001 - 859 с.

4. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкциий редукторов. Учеб-ное пособие - 2-е изд. перераб. и доп. - К.: Вісшая школа 1990 - 151 с.

5. Дунаев В.Н., Леликов О.П. Конструирование узлов деталей машин. - М.: Вісшая школа, 2000.

6. Павлище В.Т. Основи конструювання та розрахунку деталей машин; підру-чник - К.: Вища школа, 1993 - 556 с.

7. В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение, 1984. 400 с., ил.

8. Методичні вказівки до розрахунку та проектування пасової передачі з дис-ципліни “Деталі машин” для студентів спеціальностей 8.090202, 8.090203, 8.090205, 8.090206, 8.090211, 8.090214, 8.092301, 7.090260 денної, заочної та дис-танційної форм навчання /Укл. О.І. Вільчек, В.І. Глушко, Запоріжжя, ЗМІ, 1993 - 20 с/.

11. Методичні вказівки до розрахунку циліндричних передач редукторів за-гального призначення з дисципліни “Деталі машин” для студентів спеціальностей 8.090202, 8.090203, 8.090205, 8.090206, 8.090211, 8.090214, 8.092301, 7.090260 денної, заочної та дистанційної форм навчання /Укл. О.І. Вільчек, В.І. Глушко, Запоріжжя, ЗДТУ, 1994 - 26 с/.

Размещено на Allbest