Главная Учебники - Разные Лекции (разные) - часть 52
Введение 1. Выбор электродвигателя 2. Кинематический и силовой расчет привода 3. Расчет механических передач 3.1 Расчет зубчатой передачи 1-2 3.2 Расчет цепной передачи 3-4 4. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников 4.1 Ориентировочный расчет валов 4.1.1 Расчет быстроходного (входного) вала редуктора (1) 4.1.2 Расчет тихоходного вала редуктора (2-3) 4.2 Выбор подшипников 5. Конструктивные размеры зубчатых колес 6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 7. Проверка долговечности подшипников 7.1 Пространственная схема механизма 7.2 Вал шестерня 7.3 Вал тихоходный 8. Проверка прочности шпоночных соединений 9. Уточненный расчет валов 9.1 Вал шестерня 9.2 Вал тихоходный 10. Выбор соединительных муфт 11. Выбор смазки 12. Выбор посадок деталей редуктора. 13. Сборка и регулировка Заключение Список использованных источников ВВЕДЕНИЕ
Целью курсового проектирования является приобретение навыков принятия самостоятельных конструктивных решений, усвоение последовательности разработки механизмов общего назначения, закрепление учебного материала по расчету типовых деталей машин. Задачей проекта является разработка привода ленточного конвейера. Привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого редуктора. Вращательное движение от электродвигателя редуктору передается упругой втулочно-пальцевой муфтой. Электродвигатель выбирается по требуемой мощности и ориентировочной частоте вращения. Зубчатые передачи проектируются по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев, проверяются по контактным, изгибным напряжениям, а также при действии пиковых нагрузок. Ориентировочный расчет валов проводится на чистое кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Подшипники выбираем по характеру нагрузки на валы и по диаметрам валов, проверяем на долговечность по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверяем на смятие. Валы проверяются на сопротивление усталости по коэффициентам запаса прочности при совместном действии изгиба и кручения с учетом масштабных факторов и концентраторов напряжений. Способ смазки и уровень масла обусловлены компоновкой механизма. Масло выбирается исходя из действующих контактных напряжений и окружной скорости в зацеплениях. В результате работы должна быть получена компактная и эстетичная конструкция редуктора, отвечающая современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного назначения. 1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев 1 – шестерня цилиндрической прямозубой передачи; 2 – колесо цилиндрической прямозубой передачи; 3 – ведущая звездочка цепной передачи; 4 –ведомая звездочка цепной передачи. Рис. 1.1 - Кинематическая схема привода Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач: 1 – быстроходный (входной) вал редуктора; 2-3 – тихоходный (выходной) вал редуктора; 4 – вал барабана. В дальнейшем, параметры вращательного движения, геометрические параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии с индексами валов, к которым они относятся. Определение
КПД привода и необходимой мощности электродвигателя. В качестве приводного используется трехфазный асинхронный электродвигатель переменного тока. hобщ
= hм
×h12
×h34
×hп
n
– общий КПД привода, где h12
, h34
, hм
, hп
– КПД отдельных передач , соединительной муфты и подшипников. КПД подшипников hп
берется в степени n, равной числу пар подшипников в приводе. Принимаем согласно /1/: hм
=0,98; hп
=0,993
; h12
=0,97; h34
=0,97, тогда hобщ
= 0,98×0,97×0,97×0,993
= 0,895 Мощность на выходном валу редуктора где Таким образом мощность необходимая для привода редуктора Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя. где Согласно рекомендации ([1], табл.1.2.) принимаем По каталогу /1/ выбираем электродвигатель с ближайшим к n’эд
и Р’эд
значениями. Таковым электродвигателем является 4А132М4 (см. рис.1.1). Его параметры: Рэд
=11 кВт, nэд
= 1430 об/мин, Тпуск
/ Тном
= 2. Рис.1.2 Эскиз электродвигателя Тип двигателя Число полюсов 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ
ПРИВОДА Определение расчетных передаточных чисел Общее передаточное отношение привода Uобщ
= nэд
/ n4
, (2.1) Uобщ
=1430/113,5 =12,6 Согласно рекомендациям U34
=0,7U12
, получаем Uобщ
=0,7U2
12
принимаем тогда U34
= Uобщ
/ U12
=12,6/4,5=2,8, принимаем U34
=2,8. Быстроходный вал редуктора :n1
= nэд
= 1430 об/мин; промежуточный вал редуктора:n23
= n1
/ U12
= 1430 / 4,5 = 317,8 об/мин; тихоходный вал редуктора:n4
= n23
/ U34
= 317,8 / 2,8 =113,5 об/мин. Отклонение от заданного: 100 (113,5 – 113,5) / 113,5 = 0 %, что допустимо. Угловые скорости определяем по формуле w = ×n/ 30, (2.2) w1
= wэд
= ×nэд
/ 30 = 3,1416×1430 / 30 = 149,7 рад/c; w23
= ×n23
/ 30 = 3,1416×317,8 / 30 = 33,3 рад/с; w4
= ×n4
/ 30 = 3,1416×113,5 / 30 = 11,9 рад/с. Определение мощностей на валах.
Р1
= Р’эд
∙hм
= 9553∙0,98= 9362 Вт; Мощность на промежуточном валу редуктора Р23
= Р1
·h12
·hп
= 9362·0,97·0,99= 8990 Вт; Мощность на тихоходном валу редуктора Р4
= Р23
·h34
·hп
= 8990·0,97·0,99 = 8633 Вт. Определение крутящих моментов на валах.
Крутящий момент на быстроходном валу редуктора Т1
= Р1
/ w1
= 9362 / 149,7= 62,54 Нм; На промежуточном валу редуктора Т23
= Т1
·U12
·h12
= 62,54·4,5·0,97= 272,98 Нм; На тихоходном валу редуктора Т4
= Т23
·U34
·h34
·hп
= 272,98·2,8·0,97·0,99 = 734 Нм. Результаты расчета сводим в таблицу Таблица
2.1 Основные параметры передачи 1-2
Передаточное число Индекс вала Частота вращения, об/мин Угловая скорость, с-1
Мощность, Вт Крутящий момент, Нм Рис. 3.1 Эскиз зубчатого зацепления Выбор материала зубчатых колёс. Для колеса и шестерни принимаем сталь 40Х [2]. Потому что передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты Принимаем: Твердость для шестерни: НВ=262; Твердость для колеса: НВ=235. Термическая обработка – улучшение. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению. Определение допускаемых напряжений. Определение допускаемых контактных напряжений. В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны где Sн
- коэффициент безопасности. Для зубчатых колёс с однородной структурой (нормализация, закалка, улучшение, объёмная закалка) материала Sн
=1,1. где Принимаем n – частота вращения рассчитываемого колеса, 1/мин; с - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот; Ti
– момент действующий в i-ое время; ti
– время действия i-го момента; ti
определяется в долях от суммарного времени Для постоянной нагрузки где с=1 – число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого за один его оборот. При Принимаем Принимаем В качестве расчетных Принимаем Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб. где SF
- коэффициент безопасности. По 4.2.2. /4.стр.16/ принимаем Для зубчатых колёс с твёрдостью При Принимаем Принимаем Определение допускаемых предельных напряжений при расчете на контактную и изгибную прочность по максимальным нагрузкам. - допускаемое предельное напряжение при расчете на контактную прочность, где где Определение коэффициентов нагрузки. Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям: где по контактным и изгибным напряжениям соответственно; Коэффициент концентрации нагрузки. По ГОСТ 21354-75 установлено 7 основных схем расположения элементов передач относительно опор. Для передачи 1-2 принимаем схему 1. Для выбора коэффициентов принимаем параметр Тогда из графиков, ориентируясь по рисунку 5.1. /1.стр.22/ при Динамические коэффициенты. Значения коэффициентов Окружную скорость определяем по формуле 5.4 /1.стр.23/: где По табл.5.1. /1.стр.23/ принимаем По табл.6.4. /1.стр.31/ принимаем По табл.5.2 /1.стр.24/ принимаем для передачи 1-2 8-ю степень точности. Коэффициент Коэффициент Геометрические параметры. Предварительное значение межосевого расстояния. Межосевое расстояние определяем по формуле (1.2) /1.стр.4/: где Принимаем Модуль зацепления. Модуль в зацеплении прямозубых цилиндрических колес определяется из следующего эмпирического соотношения: Зависимость (3.20) не является теоретически точной. При её использовании следует руководствоваться следующими соображениями: при твердости поверхности зубьев Н<HB 350 берется нижнее значение указанного интервала. Полученное значение модуля округляем до стандартного. Принимаем Числа зубьев зубчатых колес. Суммарное число зубьев определяем по формуле (6.2) /1.стр.29/: Число зубьев шестерни: Принимаем Число зубьев колеса: Уточняем значение Геометрические размеры передачи. Ширина зубчатого венца колеса: Ширина зубчатого венца шестерни: Диаметры делительных окружностей: Проверим межосевое расстояние: Диаметры окружностей вершин: Диаметры окружностей впадин: Проверочный расчет. Проверочный расчет по контактным напряжениям. В зависимость (3.23) момент 391<442Н/мм2
. Проверочный расчет по напряжениям изгиба. Предварительно определим коэффициенты прочности зуба шестерни и колеса по табл.6.4 /1.стр.30/ в зависимости от числа зубьев колес. Принимаем Проверочный расчет по напряжениям изгиба выполняется отдельно для зуба шестерни и колеса. Проверочный расчет по кратковременным перегрузкам. Силы, действующие в зацеплении. Таблица 3.2 Исходные данные для расчета Условия эксплуатации: -угол наклона линии центров звездочек к горизонту ψ -режим работы(число смен) Сом -характер передаваемой нагрузки -предполагаемый способ регулировки натяжения цепи (наличие натяжного устройства) 60 1 Равномерная Натяжное устройство не предусмотрено Число зубьев ведущей звездочки принимаем Число зубьев ведомой звездочки где Фактическое передаточное число Коэффициент эксплуатации Коэффициентом эксплуатации Кэ
учитываются условия работы приводной цепи, влияющие на интенсивность изнашивания шарниров и соответственно, срок службы цепи. Его представляют в виде произведения частных коэффициентов: где Скорость цепи где При регулярной капельной смазке Расчетный шаг цепи где приближенно находим шаг цепи принимаем Принимаем Принимаем цепь ПР – 31,75 – 89 ГОСТ 13568-97. Допускаемая частота вращения для цепи с шагом Средняя скорость цепи Предварительное межосевое расстояние Оптимальное межосевое расстояние Минимальное межосевое расстояние где где Число звеньев цепи Уточненное межосевое расстояние Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,004 т.е. 1581,9×0,004=6,3мм, следовательно Длина цепи Окружная сила Условие износостойкости шарниров цепи где По таблице 7.18 /6стр.150/ допускаемое давление Проверочный расчет на статическую прочность Статическую прочность цепи на разрыв оценивают по условию: где где q=3,8кг – масса одного метра цепи. Нагрузка на валы цепной передачи где Проектирование звездочек Основные зависимости для расчета параметров профиля зубьев звездочек (ГОСТ 591-69) Таблица 3.3 Основные зависимости для расчета зубьев звездочек Определение размеров зубьев и венцов звездочек в поперечном сечении (ГОСТ 591-69) Таблица 3.4 Определение размеров зубьев и венцов звездочек в поперечном сечении.
4. Ориентировочный расчет валов и выбор подшипников
4.1 Ориентировочный расчет валов Рис. 4.1 Эскиз вала шестерни Размеры отдельных участков вала рассчитываем по формулам (рис.4.1): где значения Для соединения вала электродвигателя и входного вала редуктора принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую. Принимаем значение диаметра вала равное стандартному диаметру вала под ступицу полумуфты МУВП 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ 21424-93. принимаем принимаем принимаем принимаем Рис. 4.2 Эскиз тихоходного вала Размеры отдельных участков вала рассчитываем по формулам (рис.4.1): где значения принимаем принимаем принимаем Принимаем радиальные шариковые однорядные подшипники легкой и средней серии. Так как цилиндрические прямозубые колеса не создают осевых нагрузок. Рис. 4.3 Эскиз подшипника качения Таблица 4.1. Основные параметры подшипников качения На валу 1 принимаем стакан [2] Рис. 4.4 Эскиз стакана Внешний диаметр подшипника D=80мм. Толщина стенки δ=8мм, тогда Da
= D+2δ=80+2·8=96мм. Толщина фланца δ1
=1,2·8=9,6мм. Диаметр болтов d=8мм, количество болтов z=4. Диаметр фланца Dф
= Da
+4d=96+4·8=128мм Крышки подшипников Рис. 4.5 Эскизы крышек подшипников Вал 1 Внешний диаметр подшипника D=80мм. Толщина стенки δ=6мм. Толщина фланца δ1
=1,2·6=7,2мм. Диаметр болтов d=8мм, количество болтов z=4. Диаметр фланца принимаем равным диаметру фланца стакана Dф
= 128мм Вал 2 Внешний диаметр подшипника D=100мм. Толщина стенки δ=7мм. Толщина фланца δ1
=1,2·7=7,4мм. Диаметр болтов d=10мм, количество болтов z=6. Диаметр фланца Dф
= Da
+4d=100+4·10=140мм 5. Конструктивные размеры зубчатых колес
Диаметр ступицы где d – диаметр посадочного отверстия; m – модуль зацепления; b – ширина зубчатого венца. В данном редукторе шестерня 1 выполняются заодно с валом (вал – шестерня), а колесо 2 выполнено отдельно и напрессовывается на вал. Качество (жесткость, точность и т. д.) вала – шестерни выше, а стоимость изготовления ниже. Заготовки колес получают ковкой в двухсторонних штампах. Шестерня 1. Колесо 2. Рис. 5.1 Эскиз колеса Диаметр ступицы Толщина обода принимаем Длина ступицы Толщина диска принимаем Размеры канавки Звездочка 3 Рис.5.2 Эскиз звездочки Диаметр вала под ступицей Диаметр ступицы Длина ступицы по ГОСТ 12080-66 6. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора: где принимаем Диаметр винта крепления редуктора к плите (раме) /3/: где Принимаем z=4. Принимаем Для соединения крышки с корпусом используют болты с наружной шестигранной головкой. Диаметр у подшипников соединяющих основание корпуса с крышкой Рисунок 7.1 - Расчетная схема вала Опорные реакции вала. Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах. Плоскость YOZ: Проверка: Проверка выполняется. Плоскость XOZ: Проверка: Проверка выполняется. Реакции от консольной силы. Консольная сила где Для упругой втулочно- пальцевой муфты где При нормальной точности монтажа Проверка: Схема установки подшипников – врастяжку. Суммарные радиальные реакции опор: Проверка долговечности ранее принятых (см. п. 4.2) подшипников. Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников: где Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при Что меньше Принимаем подшипник 7308А, Схема установки подшипников – врастяжку. Суммарные радиальные реакции опор: где Принимаем Проверка: Окончательно принимаем: Рассматриваем подшипник опоры 1: Отношение Рассматриваем подшипник опоры 2: Отношение Проверка долговечности ранее принятых (см. п. 4.2) подшипников. Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников: где Так как подшипник опоры 2 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2. Расчетный скорректированный ресурс подшипника при Что больше 7.3 Вал тихоходный
Исходные параметры: Fr
2
=664,4H; Ft
2
=1825,5H; a=53мм; b=53мм; с=82мм; n23
=317,8об/мин; tΣ
=19710ч; Fвy=Fв·cosψ=2420·cos60=1210Н; Fвz=Fв·sinψ=2420·sin60=2096Н . Рис. 7.4 - Расчетная схема вала Опорные реакции вала. Составляем уравнения моментов и определяем реакции в опорах. Плоскость YOX: Проверка: Проверка выполняется. Плоскость XOZ: Проверка: Проверка выполняется. Схема установки подшипников – враспор. Суммарные радиальные реакции опор: Проверка долговечности ранее принятых (см. п. 4.2.) подшипников 211: Эквивалентная динамическая нагрузка для подшипников: где Так как подшипник опоры 6 более нагружен, то расчет ведем по опоре 2.Расчетный скорректированный ресурс подшипника при Что меньше Принимаем подшипники 311. Что больше 8. Проверка прочности шпоночных соединений
Расчет проводим по напряжениям смятия: где Размеры Длину шпонки принимаем на 8-10 мм меньше длины ступицы колеса. Проверяем шпонку, передающую крутящий момент от муфты на вал 1: Принимаем шпонку Проверяем шпонку, передающую крутящий момент от колеса 2 на выходной вал: Принимаем шпонку Проверяем шпонку, передающую крутящий момент от вала 2 на звездочку: Принимаем шпонку 9.
Уточненный расчет валов
Материал валов: Ст 45, Опасное сечение вала: сечение А-А (под подшипником опоры 1). Исходные данные: Источник концентрации напряжений: посадка подшипника с натягом. Расчет на статическую прочность. В расчете определяем нормальные где - суммарный изгибающий момент, Нм; - крутящий момент, Нм; - осевая сила, Н; Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести Расчет на сопротивление усталости где Напряжения в опасных сечениях вычисляем по формулам: Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: где где где 9.2 Вал тихоходный
Рис. 9.2 Расчетная схема вала Опасное сечение вала: сечение Б-Б (под подшипником опоры 2). Исходные данные: Источник концентрации напряжений: посадка подшипника с натягом. Расчет на статическую прочность. В расчете определяем нормальные где - суммарный изгибающий момент, Нм; крутящий момент, Нм; - осевая сила, Н; Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести - общий коэффициент запаса прочности; Расчет на сопротивление усталости где Напряжения в опасных сечениях вычисляем по формулам: Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: где где где 10. Выбор соединительных муфт
МУВП 250-38-1.32-11.2-У3 ГОСТ 21424-93 Тип муфты Зацепления смазываются окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса, до погружения колеса передачи. По /2.стр.200/ выбираем вязкость 28 мм2
/с при скорости V=3,7м/с По /2.стр.200/ принимаем масло И-Г-А-32. Посадки элементов передач на валы - Шейки валов под подшипник выполняем с отклонением Отклонения отверстий под подшипниковые крышки Посадки муфт на валы редуктора - ЗАКЛЮЧЕНИЕ
При работе над курсовым проектом были закреплены знания методик расчета типовых деталей машин общего назначения, получены навыки принятия решений при компоновке редуктора и конструировании его деталей. Был выбран электродвигатель. При разбивке передаточного отношения редуктора были учтены рекомендации /1/.Передаточные числа отдельных передач приняты согласно ГОСТ 2885-76 и 12289-76. Проектный расчет зубчатых передач выполнен по критерию контактной прочности активной поверхности зубьев. После определения размеров передач приведены проверочные расчеты по критерию контактной и изгибной выносливости, а также при действии пиковых нагрузок. Все условия прочности выполняются. При компоновке механизма проработан вопрос оптимального размещения зубчатых передач в корпусе редуктора, определены схемы установки опор валов, способы осевой фиксации зубчатых колес, подшипников на валах. Были определены способ изготовления и размеры элементов корпуса редуктора. Выбранные подшипники проверены на пригодность по их долговечности из расчета по динамической грузоподъемности. Шпоночные соединения проверены на прочность по напряжениям смятия.Определены опасные сечения валов по действующим нагрузкам, наличию и форме концентраторов напряжений. Проведен расчет на усталостную прочность (выносливость) для наиболее опасных сечений валов. Решены вопросы смазки передач редуктора и подшипников. Для соединения вала редуктора с валом тяговой звездочки выбрана муфта с упругими элементами, компенсирующие погрешности монтажа агрегатов.Полученная конструкция привода в полной мере отвечает современным требованиям, предъявляемым к механизмам данного типа. 1. Расчёт зубчатых передач: Методические указания по курсовому проектированию для студентов / Составил А. В. Фейгин. – Хабаровск: издательство ХГТУ, 1985. – 36с. 2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высшая школа, 2003 – 496с., ил.
|