Проект привода к горизонтальному валу

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

электродвигатель зубчатый колесо вал редуктор

Необходимо спроектировать привод к горизонтальному валу, состоящий из одноступенчатого цилиндрического редуктора, соединённого с валом электродвигателя клиноременной передачей, а с приводным валом компенсирующей упругой муфтой МУВП.



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Рисунок 1. Схема привода

Электродвигатель

Редуктор цилиндрический горизонтальный

Передача гибкой связью

Муфта компенсирующая

Плита (рама)

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения зависят конструктивные и эксплуатационные рабочей машины и ее привода.

Для приводов механизмов, имеющих постоянную нагрузку при длительном режиме работы и большую пусковую нагрузку применяют трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А либо электродвигатели серии АИР.

Р_пр=2,6 кВт; n_пр=210 об/мин.

Требуемая мощность электродвигателя:

КПД привода:



Выбираем электродвигатель с Р_эл=3 кВт марки 4АМ112МА6У3, с n_эл=955 об/мин.

Основное назначение привода обеспечить снижение высокой частоты вращения двигателя до сравнительно низкой, а также соответственное повышение передаваемых крутящих моментов.

При этом передаточное число привода U_пр. равно:

Расчет скоростей вращения и мощностей на валах.

1 Вал:

Р₁=Р_эл=3 кВт;

n₁=n_эл=955 об/мин;

2 Вал:



3 Вал:

4 Вал:



2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых цилиндрических колёс

Сталь в настоящее время - основной материал для изготовления зубчатых колес. В условиях серийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах с большими колесами применяют зубчатые колеса с твердостью материала Н?350 НВ. При этом обеспечивается чистое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая перерабатываемость зубьев.

Выбираем материал в зависимости от номинальной мощности двигателя (Р_ном=3кВт).

Возьмем для шестерни и колеса Сталь 45, но с различной твердостью, т.к. твердость зубьев шестерни должна быть больше твердости зубьев колеса.

Шестерня - Сталь 45	Колесо - Сталь 45
Основные характеристики:
Dпред=80мм; Sпред=50мм;	Dпред=80мм;Sпред=50мм;
Термообработка
Улучшение	Улучшение
Твердость
НВср1=300	НВср2=260
ув, Н/мм2
890	890
уф, Н/мм2
650	650
у-1, Н/мм2
380	380

Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на прочность определяются по формуле:



- допускаемое контактное напряжение:

- коэффициент долговечности:

;

- число циклов переменных напряжений соответствующих пределов выносливости шестерни в зависимости от ее твердости

=(16,5 +25)/2=20,75;

число циклов переменных напряжений за весь срок службы редуктора

;

, принимаем =1.

Следовательно:

Определение допускаемых напряжений изгиба

Проверочный расчет зубчатых передач на изгиб выполняется по формуле:

- допускаемое напряжение изгиба:

- коэффициент долговечности:

; принимаем =1.

; т. к. реверсивная: Па.

Если передача реверсивная, то уменьшают на 25%.

Следовательно:



3. Расчет цилиндрического прямозубого зубчатого зацепления

Редуктор - передача, установленная в закрытом корпусе и служащая для снижения угловой скорости и повышения вращающего момента на ведомом валу.

Рисунок 2. Схема зубчатой передачи

Проектный расчет

1) Определим межосевое расстояние б_w, мм:

- вспомогательный коэффициент:

- коэффициент ширины венца колеса:

- передаточное число редуктора:

- вращающий момент на валу колеса:

- допускаемое контактное напряжение колеса:

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба:

2) Определим модуль зацепления m, мм:

- вспомогательный коэффициент:

- делительный диаметр колеса, мм:

- ширина венца колеса, мм:

;

- допускаемое напряжение изгиба Н/мм²:

Принимаем стандартный модуль мм

3) Определим суммарное число зубьев:

4) Определим число зубьев шестерни:

5) Определим число зубьев колеса:

6) Определим фактическое передаточное число u_ф и проверим его отклонение u от заданного u:

7) Определим фактическое межосевое расстояние:

8) Определим основные геометрические параметры передачи, мм.

Таблица 1. Основные параметры зубчатых колёс

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	делительный	;
	вершин зубьев	;	;
	впадин зубьев	;	;
Ширина венца		;



Проверочный расчет

1) Проверим контактные напряжения , Н/мм².

К - вспомогательный коэффициент: К=436;

- окружная сила в зацеплении, Н:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых =1.

м/c, и степени точности передачи.

степень точности зубчатых передач = 9.

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба:

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи.

;

- допускаемое контактное напряжение колеса:



- недогрузка.

2) Проверим напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса , Н/мм²:

m - модуль зацепления, мм: m=2;

- ширина зубчатого венца колеса, мм: ;

- окружная сила в зацеплении, Н:

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; ;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба: ;

- коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи: ;

- коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса .

Следовательно, ; ;

и - допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм²:



,

Силы в зацеплении закрытой передачи

Окружная:

Радиальная:

Осевая: так как

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рисунок 3. Схема сил в зацеплении



4. Расчет валов

4.1 Проектный расчет

Расчет тихоходного вала.

Рисунок 4. Схема тихоходного вала

Определим размеры ступеней валов одноступенчатого редуктора, мм:

8 мм; ;

.



а

Рисунок 5. Схема быстроходного вала

Определим размеры ступеней валов одноступенчатого редуктора, мм:

.

;

.

Выбираем по таблице К27 справочника:

№307: d=35 мм; D=80 мм; B=21 мм; .



Определяем реакции подшипников в опорной плоскости:

Определим реакции в горизонтальной плоскости:

-

H;

Определяем реакции в вертикальной плоскости:

H

Определяем суммарный изгибающий момент:

Крутящий момент:



4.2 Проверочный расчет (тихоходный вал)

Определение коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала.

1) Определим нормальные напряжения в опасном сечении вала, Н/мм²:

где

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Нм:

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³:

;

.

2) Определим касательные напряжения в опасном сечении вала, Н/мм²:

где

- крутящий момент тихоходного вала, Нм:

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм;

Для реверсивного типа нагрузки:

3) Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала:

где

и - коэффициенты концентрации напряжений. Они зависят от размеров сечения, механических характеристик материала. ;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения: ;;

- коэффициент влияния шероховатости: ;

- коэффициент влияния поверхностного упрочнения:

4) Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала, Н/мм²:



где

и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, Н/мм²:

5) Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

6) Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:



5. Выбор и расчёт подшипников качения

Для тихоходного и быстроходного валов цилиндрической прямозубой передачи выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии.

Основные параметры подшипников:

Таблица 2. Основные параметры подшипников

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	Cr	C0r
307	35	80	21	2,5	33,2	18
305	25	62	17	2	22,5	11,4

Рисунок 6. Подшипник шариковый радиальный одноядерный

Определяем радиальные усилия:

;

Определяем эквивалентную нагрузку на наиболее нагруженный подшипник:



,

где - коэффициент радиальной нагрузки, т. е. осевая нагрузка равна 0,

коэффициент вращения, у нас вращается внутренне кольцо, ;

- радиальная нагрузка на наиболее нагруженный подшипник;

- коэффициент безопасности,

- температурный коэффициент, при температуре до 100

Определяем долговечность подшипников:

- коэффициент надежности,

- коэффициент, учитывающий качество эксплуатации и влияния; при обычных условиях: для шариковых

- частота вращения выходного вала редуктора;

- динамическая грузоподъемность,

- эквивалентная нагрузка;

m - показатель степени, для шариковых m=3.



6. Подбор и расчет муфты

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, а также выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины используют упругие и жесткие комплектующие муфты.

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

где

- коэффициент режима нагрузки:

- вращающий момент на тихоходном валу:

Выберем упругую втулочно-пальцевую муфту. Эти муфты получили широкое распространение благодаря простоте конструкции и удобству замены других элементов. Они имеют небольшую компенсирующую способность.

Рисунок 7. Конструкция муфты МУВП



Таблица 3. Основные параметры муфты

Момент Т, Нм	Угловая скорость, , с-1	Отверстие	Габаритные размеры	Смещение осей валов, не более
		d, d1	lцил	L	D	dо	радиальное r	Угловое
250	400	35	58	121	140	28	0,3	1о

Полумуфты изготовляют из чугуна марки СЧ 20 (ГОСТ 1412 - 85) или стали 30Л (ГОСТ 977 - 88); материал пальцев - сталь 45 (ГОСТ 1050 - 88), материал упругих втулок - резина с пределом прочности не менее 8 Н/мм².

Муфты упруги втулочно-пальцевые ГОСТ 21424 -75.



7. Описание открытой (ремённой, цепной) передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

n₁=955 об/мин;

Т₁=30,01 Нм;

Р_эл=3 кВт.

Ременные передачи, применяемые в приводах, по форме сечения подразделяются на плоскоременные и клиноременные. Выполним расчет клиноременной передачи.

Проектный расчет:

1) Определим номинально допустимый диаметр ведущего шкива , мм:

2) Зададимся расчетным диаметром ведущего шкива :

3) Определим диаметр ведомого шкива , мм:

где

u - передаточное число ременной передачи: u=1,08;

- коэффициент скольжения: ;

4) Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного :



5) Определим ориентировочное межосевое расстояние , мм:

где

- высота сечения клинового ремня:

6) Определим расчетную длину ремня , мм:

7) Уточним значение межосевого расстояния по стандартной длине:



8) Определим угол обхвата ремнем ведущего шкива , град:

9) Определим скорость ремня , м/с:

где

- диаметр ведущего шкива:

- частота вращения ведущего шкива, об/мин: ;

- допускаемая скорость:

10) Определим частоту пробегов ремня U, с^-1:

где

- допускаемая частота пробегов:



11) Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем:

где

- допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем:

С - поправочные коэффициенты:

12) Определим количество клиновых ремней z:

где

- номинальная мощность двигателя, кВт:

- допускаемая мощность, передаваемая ремнями:

13) Определим силу предварительного натяжения , Н



14) Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней , Н:

15) Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

16) Определим силу давления ремней на вал , Н:

Проверочный расчет:

Проверим прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви , Н/мм²:



где

- напряжение растяжения, Н/мм²:

- напряжение изгиба, Н/мм²:

где

- модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней:

- высота сечения клинового ремня:

- напряжения от центробежных сил, Н/мм²:

где

- плотность материала ремня, кг/м³:

- допускаемое напряжение растяжения, Н/мм²:



8. Расчет шпоночных соединений

В редукторах следует применять шпонки призматические по ГОСТ 23360-78.

Рисунок 8. Схема шпоночного соединения

Таблица 4. Размеры шпоночного соединения

Диаметр вала d	Сечение шпонки	Фаска	Глубина паза	Длина l
	b	H		Вала t1	Ступицы t2
38-44	12	8	0,4…0,6	5	3,3	28…140

В зависимости от диаметра вала d выбираются размеры шпонки, а длина шпонки 1_р принимается из условия прочности шпонки на смятие и срез.

Условие прочности на смятие:

где

- рабочая длина шпонки;

T - передаваемый крутящий момент: Т=128,3 Нмм;

- диаметр вала:

- допускаемое напряжение смятия:



9. Определение размеров корпуса, выбор масла и способа смазки редуктора

Корпус редуктора служит для размещения и координации деталей передачи, защиты их от загрязнения, организации системы смазки, а также восприятия сил, возникающих в зацеплении редукторной пары, подшипниках, открытой передачи. Наиболее распространенный способ изготовления корпусов - литье из серого чугуна (например, СЧ15).

В проектируемых одноступенчатых редукторах принята в основном конструкция разъемного корпуса, состоящего из крышки (верхняя часть корпуса) и основания (нижняя часть).

Несмотря на разнообразие форм корпусов, они имеют одинаковые конструктивные элементы - подшипниковые бобышки, фланцы, ребра, соединенные стенками в единое целое, - и их конструирование подчиняется некоторым общим правилам.

1. Форма корпуса

Определяется в основном технологическими, эксплуатационными и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости. Этим требованиям удовлетворяют корпуса прямоугольной формы, с гладкими наружными стенками без выступающих конструктивных элементов; подшипниковые бобышки и ребра внутри; стяжные болты только по продольной стороне корпуса в нишах; крышки подшипниковых узлов преимущественно врезные; фундаментные лапы не выступают за габариты корпуса.

а) Габаритные (наружные) размеры корпуса. Определяются размерами расположенной в корпусе редукторной пары и кинематической схемой редуктора. При этом вертикальные стенки редуктора перпендикулярны основанию, верхняя плоскость крышки корпуса параллельна основанию - редукторная пара вписывается в параллелепипед. Поэтому конструирование редукторной пары, валов и подшипниковых узлов, проектные размеры предварительно определены в эскизном проекте выполняется во взаимосвязи с конструированием корпуса.

б) Толщина стенок корпуса и ребер жесткости. В проектируемых малонагруженных редукторах ( с улучшенными передачами толщины стенок крышки и основания корпуса принимаются одинаковыми:

- вращающий момент на тихоходном валу.

Внутренний контур стенок корпуса очерчивается по всему периметру корпуса с учетом зазоров и между контуром и вращающимися деталями.

2. Смазывание зубчатого зацепления

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяются в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

Способ смазывания. Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с. Для открытых зубчатых передач, работающих при окружных скоростях до 4 м/с, обычно применяют периодическое смазывание весьма вязкими маслами и пластичными смазками, которые наносят на зубья через определенные промежутки времени. В некоторых случаях применяют капельное смазывание из корыта, наполненного вязким маслом и расположенного под зубчатым колесом.

Выбор сорта масла. Зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес.

Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.

Фланцевые соединения

Фланцевые соединения предназначены для соединения корпусных деталей редуктора. В корпусах проектируемых одноступенчатых редукторов конструируют 5 фланцев:

- фундаментный основания корпуса;

- подшипниковой бобышки основания и крышки корпуса;

- соединительный основания и крышки корпуса;

- крышки подшипникового узла;

- крышки смотрового люка.



10. Техника безопасности при эксплуатации привода

В целях соблюдения техники безопасности:

- цепная передача, входной и выходной вал редуктора должны быть снабжены кожухом;

- электрический двигатель должен быть заземлен;

- технические работы следует выполнять с помощью специальных инструментов и в средствах индивидуальной защиты;

- нельзя проводить какие-либо работы при включенном механизме.



Заключение

В данной курсовой работе был спроектирован привод к горизонтальному валу, состоящий из асинхронного электродвигателя 4АМ112МА6У3 мощностью 3 кВт и синхронной частотой вращения 955 об/мин, цилиндрического редуктора.

Были освоены методики выполнения проектных и проверочных расчетов цепной передачи, входного и выходного валов, подшипников и шпоночных соединений.



Список использованных источников

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов. - М.: Высш. шк., 2000.-447 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высш. шк., 1991. - 432 с.

3. Проектирование механических передач: Учебное - справочное пособие для втузов/ С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев и др.-М.: Машиностроение, 1984.-560 с.

4. Иванов М.И. Детали машин: Учебник для студентов высш. техн. учеб. заведений. - М.: Высш. шк., 1991. - с. 383.

5. Попова Г.Н., Алексеев С.Ю. Машиностроительное черчение: Справочник. - СПб.: Политехника, 1999.-453 с.

6. Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение, 1989.

7. Гузенков П.Г. Детали машин. Учебник для вузов. - М.: Высшая школа, 1975.-464 с.

Размещено на Allbest.ru