Кинематический расчёт привода

Поможем в ✍️ написании учебной работы

Имя

Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой

Нажимая кнопку "Продолжить", я принимаю политику конфиденциальности

Введение

Согласно заданию требуется разработать привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя, червячного редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и червячную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель: получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

Кинематический расчёт привода

Схема привода

Рисунок 1. Схема привода и график нагрузки

На схеме обозначены:

1-электородвигатель,

2-муфта,

3-редуктор,

4-муфта,

5-барабан. Движение от электродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора, далее, через цилиндрическую косозубую передачу 1-2 на промежуточный вал 2-3 редуктора и, затем, через червячную передачу 3-4 на выходной вал 4 редуктора, затем через муфту на приводной барабан.

Выбор электродвигателя

Определение требуемой мощности электродвигателя

Р_эд= Р_вых / h_общ ,

где Р_вых - общая мощность на выходе, кВт.

h_общ - общий КПД привода;

h_общ= h₃×h_ч×h⁴_п×h _{м ,}

где h_з- КПД зубчатой передачи 1-2;

h_ч- КПД червячной передачи 3-4;

h_п- КПД пар подшипников;

h_м- КПД муфты

h_общ = 0,89 ×0,94×0.98×0,99= 0,81

Р_вых = F_t × V, где F_t - окружное усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Р_вых = 3650∙0,9 = 3285Вт = 3,285 кВт;

Р_эд = ,

Определение требуемой частоты вращения вала

n_э.тр = n_вых×i₁₂×i₃₄

где, i₁₂ -передаточное отношение передачи 1-2

i₃₄ - передаточное отношение передачи 3-4

n_вых - требуемая частота вращения на выходе привода

n_э.тр= 28,648·3·18=1546,9 об/мин.

n_вых = ,

где D_б - диаметр барабана;

n_вых = об/мин

n_э.тр= 34,4*28*2,95=2841,4 об/ми

Скорость вращения валов

w _i= π×n_i / 30

w₁= 3,14× 2850 / 30 = 298,3 рад/с

w₂₃= 3,14× 101,78 / 30 = 10,65 рад/с

w₄₅= 3,14× 34, 5 / 30 = 3,611 рад/с

где, i - индекс вала согласно принятому обозначению.

Крутящие моменты на валах

Т_i = Р_i×10³/w_i

Т₁ = 4,056×10³/ 298,3 = 13,29 Н×м,

Т₂₃ = 3,529×10³/ 10,65 = 331,36 Н×м

Т₄₅= 3,285×10³/ 3,611 = 917,1 Н×м

Таблица 2.1

Результаты кинематического и силового расчёта:

Вал	Передат. отношение	Р кВт	n об/мин	w рад/с	Т Н × м
1	i₁₂=28	P₁= 3,966	n₁= 2850	w₁= 298,3	T₁= 13,29
2 - 3	i₁₂=28	P₂₃= 3,529	n₂₃=101,78	w₂₃= 10,65	T₂₃= 331,36
2 - 3	i₃₄= 2,95	P₂₃= 3,529	n₂₃=101,78	w₂₃= 10,65	T₂₃= 331,36
4 - 5	i₃₄= 2,95	P₄₅= 3,318	n₄₅= 34, 5	w₄₅= 3,611	T₄₅= 917,1

Расчёт зубчатых передач

Звено

Марка

D_заг, мм

ТО

Твёрдость

s_т,

_МПа

Сердцевина пов-сть Шестерня Сталь 40Х до 125 Улучшение + ТВЧ 269..302 269..302 640 Колесо Сталь 45 до 125 Улучшение 235..262 235..262 540

Модуль передачи.

Максимально допустимый модуль определяют из условия не подрезания зубьев у основания:

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

где К_m = 2.8×10 ³для косозубых передач

- меньшее из значение допускаемых напряжений изгиба (

К_F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

Определение коэффициента нагрузки:

где - коэффициент учитывает внутреннюю динамику в нагружении ( =1,04); - коэффициент учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца ( =1,098); - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями ( =1,6).

Тогда

Принимаем m₁₂ =1,5мм

Диаметры колес и шестерен.

Диаметры делительных окружностей колес:

мм

Диаметры окружностей выступов:

мм

Диаметры окружностей впадин:

мм

Таблица 3.2

Итоговая таблица результатов расчетов

Рассчитываемый параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
1. Межосевое расстояние	а₁₂	мм	90
2. Число зубьев шестерни	Z₁	мм	30
3. Число зубьев колеса	Z₂	мм	88
4. Модуль зацепления	m	мм	1,5
5. Диаметр делительной окружности шестерни	D₁	мм	45,76
6. Диаметр делительной окружности колеса	D₂	мм	134,23
7. Диаметр окружности выступов шестерни	d_a₁	мм	48,76
8. Диаметр окружности выступов колеса	d_a₂	мм	137,23
9. Диаметр окружности впадин шестерни	d_f₁	мм	42,03
10. Диаметр окружности впадин колеса	d_f₂	мм	130,48
11. Ширина зубчатого венца шестерни	B₁	мм	35
12. Ширина зубчатого венца колеса	B₂	мм	30
13. Степень точности передачи	-	-	8
14. Угол наклона зуба	b	град.	10,47
15. Окружная сила в зацеплении	F_t	Н	1555,14
16. Радиальная сила в зацеплении	F_r	Н	575,66
17. Осевая сила в зацеплении	F_a	Н	287,54

Принимаем

a_w₃₄ = 140мм.

Определение предварительных основных размеров.

Число витков червяка:

z =2 - выбирается в зависимости от передаточного числа

Число зубьев колеса:

z =

Модуль передачи:

Принимаем =6,3

Коэффициент диаметра червяка:

Принимаем q=10

Коэффициент смещения:

Угол подъема линии витка червяка:

на делительном цилиндре

на начальном цилиндре

Фактическое передаточное число:

Делительный диаметр:

;

мм

Диаметры окружностей выступов:

мм

Диаметры окружностей впадин:

мм

Длина нарезной части червяка:

мм

Наибольший диаметр колеса:

мм

Ширина венца:

Т.к =2,то

Тогда мм

Расчёт быстроходного вала 1

Рисунок 5.1 Эскиз входного вала 1

где Т - момент на быстроходном валу, Н×м;

мм принимаем d = 25 мм; хвостовик конический (М16´1,25)

Диаметр участка вала под подшипник:

где, t - высота заплечника, мм; t = 1,8мм ,

мм

Принимаем d_П = 30мм.

Диаметр буртика подшипника:

где, r – координата фаски подшипника, мм r = 2 мм ,

мм

Принимаем d_БП = 35мм.

Расчёт выходного вала 4-5

Рисунок 5.3- Эскиз выходного вала 4-5

где Т₄₅ - момент на выходном валу;

мм

принимаем d = 60мм

хвостовик циллиндрический ,

где t_цил - высота заплечника, t_цил - 4,6

мм

принимаем d_П = 70мм.

, r = 3,5мм,

мм

принимаем d_БП= 80мм.

d_К = d_БП =80.

Таблица 6.1

Шпоночное соединение

Вал	Место установки	D, мм	B, мм	H, мм	t₁_, мм	L, мм
1	Под муфту	25	5	5	3	40
2-3	Под зубчатое колесо	35	10	8	5	28
4-5	Под муфту	60	18	11	7	110

Проверим шпоночное соединение на промежуточном валу:

где, Т – крутящий момент на валу, Н×мм²;

d – диаметр участка вала под шпонку, мм;

h – высота шпонки, мм;

t₁ – глубина паза вала, мм;

l – длина шпонки, мм;

b – ширина шпонки, мм;

Предел прочности для стального колеса: [s_см] = 80…100 МПа,

МПа,

МПа

Вывод: выбранные шпонки пригодны для использования.

Выбор муфты

Рисунок 7-МУВП

Муфты МУВП стандартизарованы по ГОСТ 21424-93. Муфта выбирается из условия - максимального передаваемого момента. Т =35,58 - момент передаваемый муфтой, Н·м d =32 - диаметр вала электродвигателя, мм d = 25 - диаметр входного вала редуктора, мм Выбираем муфту МУВП-2

Основные параметры Номинальный крутящий момент:Тном =63 Н•м диаметр расточки под вал - наимньший: d=20 мм - наибольший :d = 38 мм d = 10 - диаметр пальца, мм lвт = 15 - длина упругого злемента, мм d =63 - диаметр окружности расположения пальцев, мм z =6 - число пальцев с = З - зазор между полумуфтами, мм

Уточненный расчет вала 2-3

Рисунок 9 Эскиз вала и обозначение мест сечений

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) напряжениями [S]. Прочность соблюдена при S > [S].

Расчет производится по опасным сечениям А-А, Б-Б).

Материал вала ─ сталь 45.

Таблица 9.

Исходные данные для проверочного расчета

Диаметр заготовки мм	Твердость НВ	σ_в _МПа	σ_т _МПа	τ_т _МПа	σ_-1 _МПа	τ_-1 _МПа	Ψ_т
<80	270	900	650	390	640	230	0,10

Сечение А - А: Концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_σ· S_τ/

S_σ=σ_-1_D/ σ_а

S_τ=τ_-1_D/( τ_а+ψ_τ_D· τ_а),

где σ_а и τ_а─ амплитуды напряжений цикла;

ψ_τ_D ─ коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений.

σ_а=10³·М/W; τ_а=10³·М _к/2W_к

М=

Определим моменты инерции:

W1=π·d³/32-b2·h2·(2d-h2)²/(16d)=3.14·35³/32-10·8(2·35 -8)²/(16·35) =

3660мм³

W_к=π·d³/16-b2·h2·(2d-h2)²/(16d)= 3.14·35³/16-10·8(2·35-8)²/(16·35) =

7869мм³

σ_а=10³· 158,6 / 3660 = 43,3 МПа

τ_а=10³· 100,4 / 2 · 7869 = 33,085 МПа

Пределы выносливости вала:

σ_-1_D= σ_-1/К_σ_D; τ_-1_D= τ_-1/К_τ_D,

где К_σ_D и К_τ_D ─ коэффициенты снижения предела выносливости.

К_σ_D=( К_σ/ К_d_σ+1/ К_F_σ-1)/ К_V_,

К_τ_D=( К_τ/ К_d_τ+1/ К_F_τ-1)/ К_V_,

где К_σ и К_τ ─ эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

К_d_ς и К_d_τ ─ коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного

сечения;

К_F_ς и К_F_τ ─ коэффициенты влияния качества поверхности;

К_V ─ коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

К_σ_D=( 4,85+1/0,91-1)/ 1=4,95

К_τ_D=( 2,9+1/0,95-1)/ 1=2,95

σ_-1_D= 410 / 4,95 =82,828МПа; τ_-1_D= 230 /2,95 = 77,966 МПа

ψ_τ_D=ψ_τ/ К_τ_D

ψ_τ_D=0,1/ 2,95=0,034

S_σ= 129,29 / 43,3 = 2,98 S_τ= 77,9 / (6,3 + 0,034 × 6,3) = 11,8

S= 2,98 · 11,8/ =2,9 > [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Сечение Б-Б.

Коэффициент запаса прочности:

S= S_σ· S_τ/

S_σ=σ_-1_D/ σ_а

S_τ=τ_-1_D/( τ_а+ψ_τ_D· τ_а),

σ_а=10³·М/W; τ_а=10³·М _к/2W_к

М=

Определим моменты инерции:

W=π·d³/32=3.14·63³/32=24548 мм³

W_к=π·d³/16=3.14·63³/16=49097 мм³

σ_а=10³·845,5 / 24548 = 34,4 МПа

τ_а=10³· 100,4 / 2 ·49097 = 1,022 МПа

Пределы выносливости вала:

σ_-1_D= σ_-1/К_σ_D; τ_-1_D= τ_-1/К_τ_D,

где К_σ_D и К_τ_D - коэффициенты снижения предела выносливости.

К_σ_D=( К_σ/ К_d_σ+1/ К_F_σ-1)/ К_V_,

К_τ_D=( К_τ/ К_d_τ+1/ К_F_τ-1)/ К_V_,

К_σ_D=( 4,7+1/0,88-1)/ 1=4,84

К_τ_D=( 2,8+1/0,935-1)/ 1=2,87

σ_-1_D= 410 / 4,84 =84,711 МПа; τ_-1_D= 230 /2,84 = 80,986 МПа

ψ_τ_D=ψ_τ/ К_τ_D

ψ_τ_D=0,1/ 2,84=0,035

S_σ= 132,2 / 34,4 = 2,9 S_τ= 80,9 / (1,02 + 0,035 × 1,02) = 76,5

S= 2,9 · 76,5 / = 3,8 > [S] = 2.5

Проверка показала, что коэффициент запаса прочности в рассматриваемом сечении больше чем требуемый.

Проверка подшипников

Условие годности подшипников

где L_h – расчетный ресурс (долговечность);

[L_h] – требуемый ресурс.

где t_Σ – суммарное время работы.

ч.

где a₁ – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от надежности (при вероятности безотказной работы P_t = 90%, a₁ = 1);

a₂₃ – коэффициент, корректирующий ресурс в зависимости от особых свойств подшипника (для шариковых подшипников a₂₃ = 0,7…0,8, принимается a₂₃ = 0,75);

C_r = базовая динамическая грузоподъемность подшипника ( для подшипника 208 C_r = 25,6 кН);

P_экв – эквивалентная динамическая нагрузка;

N₂₃ – частота вращения вала;

m = 3 – показатель степени для шариковых подшипников.

Fa1 = 2.314-внешняя осевая сила, Н

Fr1 = Ke•R1 = 0.56•2259.8

Отношение

F_a_А/ (V × Fr1) = 2,314 / 1 × 1265,499 = 0,001.

Тогда для опоры:

Х =0,56; Y = 0,44/е.

Найдём эквивалентную динамическую радиальную нагрузку, для обоих подшипников:

где коэффициенты V = 1, К_б = 1 , К_Т = 1

Рисунок 10 Схема распределения сил

Таким образом, принимаем e = 0,065

>10161,6 = .

Проверка показала, что рабочий ресурс подшипника больше требуемого.

11. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Расстояние между стенками корпуса и зубчатыми колесами:

а* = +3

где, L – главный габарит редуктора.

L = a_w₁₂ + d_a₂/2 + d_a₄/2

L = 140 + 97,15 + 101 = 323,15 мм

а* = +3 = 9,86 Принимаем а* = 10

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм

где, Т – крутящий момент на выходном валу, Н×мм;

мм Принимаем d = 7мм.

Толщина фланцев корпуса и крышки:

b = 1.5 × d = 1.5 × 7= 10.5 мм

Толщина ребер:

m = (0.85…1) d

m= 1 × 7= 7 мм.

Диаметры болтов:

· Фундаментных:

d₁ = 0.036 × a +12 = 0.036 × 125 + 12 = 16,5=>

принимаем фундаментальные болты с резьбой М18;

· Болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

d₂ = (0.7 - 0.75)d₁

d₂= 0.75 ×18 = 13,5 мм;

принимаем болты с резьбой М14;

· Болтов, соединяющих крышку с корпусом: d₃= (0.5 – 0.6) d₁=0,6 ×18 =10.8мм принимаем болты с резьбой М12.

Выбор смазки

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 Н/мм² и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 мм²/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-30А (табл. 11.1-11.3, стр. 200, /4/).

Допустимый уровень погружения колес в масляную ванну:

мм

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью смотрового окна.

Подбор посадок и допусков

Зубчатые колеса: H7/r6.

Крышки торцовых узлов на подшипниках качения: H7/h8.

Шпоночные соединения: P9/h9.

Штифт с картеров: P8/h7.

Штифт с крышкой: H8/h7.

Заключение

1. Согласно заданию был разработан привод ленточного конвейера.

2. Был выбран электродвигатель, рассчитаны зубчатые передачи, спроектированы и проверены на пригодность шпоночные соединения, подшипники, разработан общий вид редуктора, разработаны рабочие чертежи деталей: выходного вала, зубчатого колеса, шкива, крышек подшипников.

3. Были подобраны подходящие для данных условий материалы зубчатых колес. Зубчатые передачи были рассчитаны по условиям контактной выносливости зубьев, проверены на статическую прочность.

4. Электродвигатель был выбран исходя из потребной мощности и условий работы привода.

5. Шпоночные соединения были проверены смятие. Пригодность подшипников была оценена по ресурсу долговечности.

6. Форма и размеры деталей редуктора и рамы привода были определены конструктивными и технологическими соображениями, а также выбором материалов и заготовок.

Список использованной литературы

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. Учебное пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000 – 447с., ил.

Чернавский С.А., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов: Машиностроение, 1988г.

3. Левитский И.Г. Расчет клиноременной передачи: Методические указания по курсовому проектированию. Хабаровск, издательство ХГТУ, 1991.