Проектний розрахунок привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кінематичний та силовий розрахунок привода

1.1 Схема привода та її короткий опис

На рис.1 дано схему привода до гвинтового конвеєра.

Рис.1 Схема привода до гвинтового конвеєра з одноступінчастим циліндричним прямозубим редуктором:

1 - електродвигун, 2 - муфта,

3 - редуктор.

Привод складається з електродвигуна 1, вал якого за допомогою пружної муфти з'єднано з швидкохідним валом одноступінчастого циліндричного прямозубого редуктора 3. Редуктор виконано з двома валами - швидкохідним і тихохідним.

Відомі величини: Р_тих=8,5 кВт, n_тих=220 об/хв.

1.2 Вибір електродвигуна

Потрібна потужність електродвигуна Р_е.потр. визначається за формулою:

Р_е.потр.= кВт,

де - загальний коефіцієнт корисної дії привода гвинтового конвеєра, що рівний 0,96…0,98,

- потужність на вихідному валу редуктора, кВт.

Потрібна частота обертання вала електродвигуна n_е.потр:

n_е.потр= n_тихu_заг=2204=880 об/хв,

де n_тих - частота обертання тихохідного вала редуктора, об/хв,

u_заг =2,5…5 - загальне передаточне число привода.

Вибираємо електродвигун - 132 МПа/976.

При виборі Р_е допускається перенавантаження електродвигуна до 5…8% при постійному і до 10…12% при змінному навантаженні. Тобто:

1.2 Кінематичні параметри привода

Загальне передаточне число привода u_заг:

Передаточне число редуктора рівне загальному передаточному числу привода u_заг.

Частота обертання швидкохідного вала редуктора:

n₁=n_e=976 об/хв.

Частота обертання тихохідного вала редуктора:

об/хв .

Кутова швидкість обертання швидкохідного вала редуктора:

рад/с;

Кутова швидкість обертання тихохідного вала редуктора:

рад/с;

1.3 Обертові моменти на валах редуктора

Обертовий момент на швидкохідному валу редуктора:

н.м.

Обертовий момент на тихохідному валу редуктора:

н.м.



2. Розрахунок закритих циліндричних передач

2.1 Вибір матеріалу, матеріалу термообробки, твердості зубців і допустимих напруг

2.1.1 Вибір матеріалу

Вибір матеріалу за літературним джерелом [2], с.8,9 табл.2.1.,2.2. або [4], с.147 табл.8.9.

Для виконання курсового проекту матеріал можна вибрати з таких таблиць.

Таблиця 2.1 - Механічні характеристики деяких сталей

Марка сталі	Границя міцності ?в, МПа	Границя текучості ?т, МПа
40Х	800…850	450…650
20Х	850…1000	700…800
18ХГТ	900…1150	700…800

Таблиця 2.2 - Рекомендації щодо вибору твердості зубців шестірні та колеса

Марка сталі	Твердість зубців	Базова границя витривалості ?н lim B, МПа	Базова границя витривалості ?F lim B, МПа
	шестерні	колеса
40Х	260…280	230…250	2НВ+70	1,8НВ

Виберемо сталь, марки 40Х, з характеристиками яких наведені в табл. 2.1 і 2.2.

2.1.2 Допустимі контактні напруження

Допустиме контактне напруження шестерні і колеса:

[]=



для шестерні: [_Н1]=·1,1=610 МПа;

для колеса: [_Н1]=·1,03=515 МПа;

де _{нlimB -} базова границя, контактна витривалість зубців в МПа (табл.1.2.);

для шестерні: _{н lim B}=610 МПа;

для колеса: _{н lim B}=550 МПа;

S_H - коефіцієнт безпеки: за термообробки поліпшеної S_H=1,1;

К_HL=

- коефіцієнт довговічності, який приймає значення від 1?К_HL?2,4, якщо <1, тоді К_HL=1;

для шестерні: К_HL==1,1;

для колеса: К_HL==1,03;

N_HO=HB³ - базове число циклів зміни напружень;

для шестерні: N_HO=270³=19683000;

для колеса: N_HO=240³=13824000;

N_HЕ=60·n·c·t·K_HE=60·210·1·5000·0,18=11340000 - еквівалентне число циклів зміни напружень за терміном служби передачі;

n-частота обертання колеса або шестерні (див. Розділ 1 П.З.);

с=1 - число зачеплення зуба за один оберт;

t=l_h=5000 - довговічність роботи передачі (в годинах) (l_h=400…20000год.);

K_HE=0,18 - коефіцієнт еквівалентності який приймається за [4], с.151 табл.8.10;

Визначивши допустимі напруження [?_Н1, ?_Н2] у розрахунках допустиме напруження беруть середнє арифметичне:

[_Н]= МПа.

2.1.3 Допустимі напруження на згині

Допустимі напруження на згині:

[]=

для шестерні: []=·1·1,01=280,49 МПа;

для колеса: []=·1·1,01=249,33 МПа;

де _{FlimB -} базова границя витривалості при згині в МПа (табл.1.2.);

для шестерні: _FlimB =486 МПа;

для колеса: _FlimB =432 МПа;

S_H - коефіцієнт безпеки при згині: за термообробки поліпшеної S_H=1,75;

K_FC - коефіцієнт впливу напряму прикладеного навантаження на зубці для не реверсивних передач K_FC=1;

K_FL - коефіцієнт довговічності, при НВ?350, K_FL=1…2

K_FL=

При НВ?350, K_FL=1…1,6

K_FL==1,01

N_FO=4·10⁶ - базове число циклів зміни напружень при згині;

N_HЕ=60·n·c·t·K_FE=60·210·1·5000·0,06=3780000 - еквівалентне число циклів зміни напружень (n, c, t, див. пункт 2.1.2);

K_FE=0,06 - коефіцієнт еквівалентності, який приймається за [4], c.151 табл.8.10;

2.2 Проектний розрахунок

2.2.1 Мінімальна міжосьова відстань

Мінімальна міжосьова відстань циліндричної зубчастої передачі:

?_w=K_a·(u±1)·=495•(4.5+1)•=221.067 мм

K_a=495 - допоміжний коефіцієнт для прямозубих сталевих коліс, у яких в=0;

K_a=430 - допоміжний коефіцієнт для прямозубих сталевих коліс, у яких в=8^о…10^о;

u- передаточне число, що рівне 4,5.

Знак «+» для передачі зовнішнього зчеплення, а «-» - внутрішнє зчеплення.

Т₂=Т_max=374 H•м обертальний момент на тихохідному валі, де розміщене зубчасте колесо;

=1,5 - коефіцієнт нерівномірного розподілу навантаження по ширині зубчастих вінців, який вибирається залежно від НВ за [4], с.111 рис. 8.15;



- коефіцієнт ширини зубця відносно ділильного діаметра;

- коефіцієнт ширини зубця відносно міжосьової відстані, який приймають за таким рядом для прямозубих передач =0,1;0,15;0,2;0,25;0,315;

Приймемо =0,2.

[]²- допустиме контактне напруження див . П.1.2.

Одержане розрахункове значення ?_w заокруглюємо за рядом лінійних розмірів згідно ГОСТ 6630 ([4], c.117;) і далі позначаємо ?_w=224мм.

2.2.2 Нормальний модуль

Нормальний модуль:

якщо НВ?350, то m_n=(0.01…0,02)• ?_w=(0,01…0,02)• 224=(2,24…4,48)мм.

якщо НВ?350, то m_n=(0.0125…0,0315)• ?_w=(2,8…7,06) мм.

Модулі зубців стандартизовані 1,5…10 мм і представлені таким рядом:

m_n = 1,5;(1,75);2;(2,25);2,5;(2,75);3;(3,5);4;(4,5);5;(5,5);6;(7);8; 9;10;мм. В дужках другий ряд який має менший пріоритет.

Значення m_n заокруглюємо до найближчого значення m_n згідно ГОСТ9563 (рекомендується брати m_n з першого ряду).

Приймемо m_{n =} 2,5;

2.2.3 Визначення числа зубців шестерні і колеса

Визначимо число зубців шестерні і колеса;

Сумарна кількість зубців:



z_?= =176,8;

- кут нахилу зубців 0⁰;

число зубців шестерні:

z₁= z_min=15.6;

z₁= ;

число зубців колеса:

z₂= z_? - z₁=176,8-32,2=144,6;

Заокруглюємо z₁ і z₂ до найближчого цілого числа.

z₁=32

z₂=145

Уточнюємо кут нахилу зубців:

в ==0⁰;

в ==0⁰

Фактичне передаточне число передачі:

u=4.53;

Відносна похибка фактичного передаточного числа від заданого:

?u=¦¦•100%?1.62%

?u=¦¦•100%=0.67%

Оскільки 0,67%<1,62%, то похибка в межах допустимого.

2.2.4 Основні геометричні параметри зубчастих коліс

Ширина колеса: b₂=•=0.2•224=44.8мм;

Ширина шестерні: b₁= b₂+3…5мм=44,8+4=48,8мм;

Ділильні діаметри:

Шестерні: d₁=мм;

Колеса: d₂=362,5 мм;

Початкові діаметри d_w1 і d_w2 дорівнюють відповідним ділильним діаметрам d₁ і d₂, якщо колеса не кореговані.

Діаметри вершин зубців:

Шестерні: d_а1= d₁+2m_n=80+2•2,5=85мм;

Колеса: d_а2= d₂+2m_n=362,5+2•2,5=367,5 мм;

Діаметр впадин зубців:

Шестерні: d_f1= d₁-2,5m_n=80-2,5•2,5=73,75 мм;

Колеса: d_f2= d₂-2,5m_n=362,5-2,5•2,5=356,25 мм;

Міжосьова відстань:

?_w==221.3 мм;



2.3 Перевірковий розрахунок

2.3.1 Розрахунок на витривалість чи втому за контактними напругами

_н=z_н• z_м• z_Е•=1,4•275•0,57•0,06=13,4;

де z_н==1.4, коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців;

z_м - коефіцієнт механічних властивостей матеріалу коліс;

для сталевих z_м=275 МПа^1/2;

z_Е==0.57

- коефіцієнт який враховує сумарну довжину контактних ліній;

де е_а=1,88-3,2•=1.88-3.2•(0.032+0.0069)=1.75 - коефіцієнт перекриття;

_w=20⁰ - стандартний кут зачеплення;

W_Ht=K_Hб• K_Hв• K_Hv=0,245 - питома розрахункова сила;

F_t1= Н - колове зусилля в зачеплені;

Т₁=85,7 - крутний момент на валу шестерні Н•мм;

d_W1=80 мм - початковий діаметр мм;

b₂ =44.2 мм - ширина колеса;

К_Нб=1,03 - коефіцієнт який враховує розподіл навантаження між зубцями;

К_Нв=1,12 - коефіцієнт, який враховує динамічні навантаження по ширині зубчастих вінців вибираємо залежно від ступеня точності;

К_НV=1,02 - коефіцієнт, який враховує динамічні навантаження вибираємо залежно від ступеня точності.

2.3.2 Розрахунок на витривалість або втому при згині

Розрахунок напруження згину:

МПа;

- коефіцієнт форми зубців, що визначають залежно від еквівалентного числа зубців шестерні і колеса;

і вибираємо за [4]с.120 рис.8.20;

Беремо криву де х=0 вибираємо Y_F1 і Y_F2.

У нашому випадку Y_F1=3,77 і Y_F2=3,75;

Розрахунок проводимо далі для того колеса у якого співвідношення:

- для колеса;

- для шестерні;

- коефіцієнт який враховує перекриття зубців;

де - стандартний кут зачеплення;

К_Е=0,9…1 - допоміжний коефіцієнт;

- коефіцієнт який враховує кут нахилу зубців;

;

F_t1=Н - колове зусилля в зачеплені;

b₂ =48.2 мм - ширина шестерні;

К_Fб=1,25 - коефіцієнт який враховує розподіл навантаження між зубцями;

К_Fв=1,15 - коефіцієнт нерівномірності розподілу навантаження по ширині зубчастих вінців;

К_FV=1,02 - коефіцієнт, який враховує динамічні навантаження вибираємо залежно від ступеня точності.

2.3.3 Розрахунок на міцність при дії максимального навантаження

Максимальні контактні напруження:



- розрахункове контактне напруження;

- співвідношення максимального моменту двигуна до його номінального моменту вибираємо за [3]c.534-536;

- границя текучості;

Максимальні напруження згину:

- розрахунок напруженості згину;

3. Сили, що діють на вали зубчастих коліс

3.1 Колова сила на шестерні

Н.

привод гвинтовий колесо термообробка

Колова сила на колесі:

Н.

3.2 Осьова сила на шестерні

Н.

Осьова сила на колесі:

Н.

3.3 Радіальна сила на шестерні

Н.

Радіальна сила на колесі:

Н.



4. Розрахунок швидкохідного вала редуктора і вибір вальниць

4.1 Вихідні дані для розрахунку

Крутильний момент на валі Т₁=85,7 Нм;

Частота обертання вала n=976 об/хв;

Сили, які діють в прямозубій циліндричній передачі:

колова сила Н,

радіальна сила Н,

осьова сила Н;

діаметр початкового обводу шестерні d_w1=80 мм;

діаметр обводу западин зубів шестірні d_f1=73,75 мм;

кут нахилу зубів шестерні =0;

ширина шестерні b_w1=48,8 мм;

нормальний модуль m_n=2.5 мм;

діаметр вала електродвигуна d_дв=38 мм;

максимальна перегрузка електродвигуна ;

довговічність роботи привода L_h=36000 год;

типовий режим навантаження R=IУ;

редуктор встановлений в приводі стрічкового конвеєра.

4.2 Вибір матеріалу вала

Для виготовлення вала вибираємо сталь 40Х за ГОСТ 1050-74; термообробка - поліпшення, твердість 260…280 НВ.

Механічні характеристики сталі, приймаючи, що діаметр заготовки не перевищить 120 мм:

Границя міцності при розтягуванні МПа;

Границя текучості при розтягуванні МПа;

Границя текучості при крутінні МПа;

Границя витривалості при згині МПа;

Границя витривалості при крутінні МПа.

3.1 Проектний розрахунок вала

Діаметр вихідного кінця вала

мм,

де /0,025…0,03/=/0,025…0,03/900=22,5…27МПа умовна допустима напруга при крутінні, приймаємо =27МПа.

За ГОСТ 12080-66 приймаємо циліндричний кінець вала d=25 мм, довжиною l_d=60 мм.

4.3 Розробка конструкцій вала

Конструкція вала показана на рис.4.1.

На циліндричний кінець вала d=25 мм встановлюється муфта, яка доводиться до опори в буртик сусіднього відрізка вала.

Діаметр наступного відрізка вала, на якому встановлюється підшипник кочення, визначається за відношенням:

мм,

де t=2.2мм - висота буртика сусіднього відрізка вала.

Попередньо вибираємо для вала кулькові радіальні підшипники середньої серії 305 за ГОСТ 8338 - 75 з параметрами: , тому приймаємо діаметри відрізків вала в місцях встановлених підшипників d_n=30 мм.

Діаметр буртика для упору підшипника

мм,

де r=2 мм - розмір фаски підшипника.

Приймаємо діаметр наступного відрізка вала за ГОСТ 6636-69 мм.

Діаметр відрізка вала під шестірнею / або зубчастим колесом/ .

За ГОСТ 6636-69 приймаємо .

За ГОСТ 23360-78 вибираємо розміри шпонкових з'єднань для вала:

для діаметра d=25 мм - шпонка мм / відповідно ширина b і висота h /, глибина паза: на валі t₁=4 мм; у втулці t₂=3,3 мм; для діаметра

d_ш=31мм - шпонка мм, глибина паза: на валу валі t₁=5 мм; у втулці t₂=3,3 мм.

Визначаємо відстань між западинами зубів шестерні і шпонковим пазом:

мм.

Оскільки розмір , шестерню закріплюємо на валі за допомогою шпонкового з'єднання.

Лінійні розміри вала l_м, l_ш, l_n, l_o визначають з ескізного компонування редуктора або за наближеними залежностями:

мм,

мм,

Для двоступінчастого циліндричного редуктора

мм.

Для двоступінчастого співвісного циліндричного або одноступінчастого редукторів:

мм.

Відстань між опорами

мм.

4.4 Вибір муфти і визначення консольного навантаження від муфти

Розрахунковий момент для вибору муфти

Нм,

К_р=1,5 - коефіцієнт режиму роботи для стрічкового конвеєра / транспортера

З врахуванням Т_р=129 Нм, d_в=38мм і d=30мм вибираємо муфту пружну втулочно-пальцеву за ГОСТ 21424-75, для якої Т=250 Нм, d=30мм, Д_п=105мм - діаметр розміщення робочих пружних елементів, яка позначається так:

Муфта 250-32-І, І-20-У3 ГОСТ 21424-75.

Консольне навантаження при передачі обертального моменту муфтою

.

Приймемо для розрахунків Н.



4.5 Визначення реакцій в опорах і побудова епюр моментів

Розрахункова схема вала зображена на рис. 4.6.

Визначаємо реакції в опорах.

Вертикальна площина:

;

Н;

Н;

Н.

Згинальний момент в характерних перерізах вала у вертикальній площині:

;

Нмм - зліва від перерізу;

Нмм - справа від перерізу;

Горизонтальна площина:

;

Н.

Н

Згинальні моменти в характерних перерізах вала в горизонтальній площині:

Сумарні згинальні моменти, які діють на валу:

;

;

;

;

.

Сумарні реакції в опорах вала:

;

.

Осьова реакція в опорі А: .

Аналіз епюр вала (рис. 7) показує, що найбільш небезпечним перерізом є переріз в точці С.



Вибір підшипників кочення

Для опор вала попередньо вибрані кулькові радіальні підшипники 305 за ГОСТ 8338 - 75 з параметрами: , С=22,5 кН - динамічна вантажопідйомність, С_О=11,4 кН - статична вантажопідйомність.

Для опори А, де діє осьова реакція Н_А,

при приймаємо е=0. Відношення , що є рівне е=0. Тоді для опори А Х=1 і У=0.

Для опори В, де відсутнє осьове навантаження, відношення

і

приймаємо Х=1 і У=0.

Еквівалентне динамічне радіальне навантаження для опор А і В:

Н.

Де Н - еквівалентне радіальне навантаження в опорі А;

- еквівалентне осьове навантаження в опорі А;

=1 - коефіцієнт при обертанні внутрішнього кільця підшипника.

=0,5 - коефіцієнт еквівалентності для ІУ режиму роботи.

=1,5 - коефіцієнт безпеки для зубчастих передач при помірних поштовхах.

=1 - температурний коефіцієнт при Т<100⁰С.

Н



- еквівалентне радіальне навантаження в опорі В;

Подальший розрахунок ведемо за більш навантаженою опорою В.

Довговічність роботи підшипника

млн. обертів.

Потрібна динамічна вантажопідйомність підшипника

Н,

де р=3 - для кулькових підшипників.

Поскільки С_пт=4740 Н<С=22500 Н, то попередньо намічений підшипник підходить.

4.6 Розрахунок вала на статичну міцність

Розрахунок проводимо перерізу в точці С, геометричні параметри якого: d_с =d_ш=31мм, шпонкове з'єднання шпонкою мм.

Геометричні характеристики небезпечного перерізу в точці С:

Момент опору при згині:

мм³.

Момент опору при крутінні:

мм³.

Площа перерізу:

мм².

Розрахункові максимальні навантаження в перерізі:

Максимальний згинальний момент:

Нмм;

максимальний обертальний момент

Нмм;

Максимальні напруги в цьому перерізі:

напруги від згинання і стиску

МПа;

напруги крутіння

МПа.

Запаси міцності за нормальними і дотичними напругами:



загальний запас міцності за границею плинності:

Для сталі 45 при і режимі роботи ІУ допустиме значення загального коефіцієнта запасу за границею плинності (табл.11.18).

Статична міцність вала забезпечена, оскільки

4.7 Розрахунок вала на опір втомленості

Проводимо розрахунок у січенні, де точка С.

Оскільки редуктор працює в нереверсивному режимі, то приймаємо для вала, що напруга згинання змінюється за симетричним циклом, а напруга крутіння - за віднульованим циклом.

Визначення характеристик опору втомленості вала

Коефіцієнти, що враховують вплив усіх факторів на опір втомленості, відповідно при згинанні і крутінні:



де і - ефективні коефіцієнти концентрації напруг для кінцевих відрізків валів при МПа (табл. 11.25);

і - коефіцієнти впливу абсолютних розмірів для вала мм (табл. 11.27);

- коефіцієнт впливу якості обробки поверхні при розрахунку на згин, для механічної обробки поверхні - обточкою

мкм, при МПа (табл. 11.29);

- коефіцієнт впливу якості обробки поверхні при розрахунку на крутіння;

- коефіцієнт впливу зміцнення при поверхневій обробці для випадку, коли поверхня вала не зміцнюється (табл. 11.28).

Коефіцієнти, які характеризують чутливість матеріалу до асиметрії циклу напруг, відповідно при згинанні та крутінні:

Амплітуди напруг циклу при згинанні і крутінні:

МПа;

МПа.

Середні напруги циклу при згинанні і крутінні:

МПа.

Коефіцієнти запасу міцності при розрахунку на опір втомленості відповідно за нормальними і дотичними напругами:

Загальний розрахунковий запас міцності:

Для режиму роботи ІУ допустимий запас міцності за границею витривалості (табл. 11.18).

Втомна міцність вала забезпечена, оскільки

4.8 Розрахунок вала на жорсткість

Приведений діаметр ступінчастого вала в межах опор:



мм,

де мм - довжина відрізка мм;

мм - довжина відрізка з мм;

мм - довжина відрізка вала мм від шестірні до підшипника;

мм - довжина вала до опор.

Момент інерції перерізу:

мм⁴.

Прогини вала від діючих на нього сил в точці С (табл. 11.30):

від сили

мм;

де МПа - модуль пружності;

від сили

мм;

від сили 

мм;

Сумарний прогин вала в точці С:

мм.

Допустимий прогин вала для циліндричних зубчастих передач:

мм.

Жорсткість вала забезпечена, оскільки

мммм.

Кути повороту вала у вальницях (табл. 11.30):

в опорі А

рад;

рад;

рад.

Сумарний кут повороту у вальниці опори А



рад;

В опорі В:

рад;

рад;

рад;

Сумарний кут повороту у вальниці опори В:

рад.

Допустимий кут для кулькових однорядних вальниць котіння рад.

Таким чином, умови міцності і жорсткості виконуються.

Размещено на Allbest.ru