Содержание
Энергокинематическийрасчет привода
Проектный и проверочный расчет конической передачи
Расчетвалов
Подбори проверка подшипников качения
Расчетшпоночных соединений
Выбормуфт
Выбори обоснование количества смазки
Техникабезопасности при работе привода
Заключение
Списокиспользованной литературы
1Энергокинематический расчет привода
Определимкоэффициент полезного действия (КПД) привода на основании формулы 3.2[1]
/> (1)
гдеhпцоКПД открытой цилиндрической передачи;
hп КПД пары подшипников качения;
hм КПД муфты;
hпцз КПД закрытой цилиндрическойпередачи;
hпко КПД открытой коническойпередачи;.
Наосновании данных таблицы 1.2.1[2] имеем
hпко=0,92¸0,94=0,93;
hп=0,99¸0,995=0,99;
hм=0,995;
hпцо =0,92¸0,95=0,94;
hпцз =0,96¸0,98=0,97.
Такимобразом:
hо=0,9952·0.943·0.93·0.997·0,97=0,67
Требуемаямощность электродвигателя Pэдр определяется по формуле 3.3[1]
/> (2)
Частотувращения выходного вала nвых расcчитываем руководствуясь [2]
/> (3)
Оптимальноепередаточное число привода u’0определим по формуле 3.4[1]
u0΄=u12·u34·u56·u67·u89 (4)
гдеu12-передаточное число открытойконической передачи;
/> (5)
u34-передаточное число открытойцилиндрической прямозубой передачи;
/>
u56-передаточное число открытойцилиндрической прямозубой передачи;
/>
u67-передаточное число открытойцилиндрической прямозубой передачи;
/>
u89-передаточное число закрытойцилиндрической прямозубой передачи ( конструктивно принимаем u89=3)
u΄0=2,5·3,15·3,3·1,2·3=94,5
Расчетную частоту вращенияэлектродвигателя найдем по формуле 3.6[1]
/> (6)
Исходя из условий выбораэлектродвигателя [2]
/> />
выбираем закрытый обдуваемый асинхронный двигатель скороткозамкнутым ротором 4A100S2У3. По таблице 16.7.1[2] находим его техническиеданные:
/> />
Определяем действительное передаточное число привода u0по формуле3.8[1]
/> (7)
Рассчитываем действительноепередаточное число открытой цилиндрической передачи u89
/> (8)
Нагрузочные характеристики каждого из валов привода(мощность Pj, частота вращения nj, крутящиймомент Tj) приведены в таблице 1.1, заполненной на основаниитаблицы 1.2.6.[2].
Таблица 1.1 – Силовые и кинематические параметры валовприводаВид передачи Параметры передачи Вал
Pj, кВт
nj, мин-1
Tj, Н×м u h
Pэд=4
nэд=2880
Tэд=12
I
II
III
IV
V 3,7 2880 12,47 ПКО 2,5 0,93 3,46 1152 28,7
ПЦО1 3,15 0,94 3,18 367,5 83,27
ПЦО2 3,3 0,94 2,9 109,7 258,3
ПЦО3 1,2 0,94 2,7 91,42 303,7 ПЦЗ 5,3 0,97 2,6 17,19 1550,9
2 Проектный и проверочный расчет конической передачи
2.1 Выбор материалов и определение допускаемыхнапряжений передач
На основании таблицы 4.1.2[2] по известному материалузубчатых колес выбираем материал шестерни. Это будет сталь 40, основныепараметры которой находим по таблице 4.1.1[2]:
/> /> />
В соответствии с таблицей 4.1.1[2] находим основныепараметры стали 45:
/> /> />
Для всех остальных передач привода сканирующегоустройства материал для изготовления шестерен и колес принимаем такой же.
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
Пределыконтактной выносливости
/> (9)
гдеHB – твёрдость поверхности зубьев.
Допускаемыеконтактные напряжения
/> (10)
гдеZN – коэффициенты выносливости (ZN=1);
SH – коэффициенты запасапрочности.(SH=1).
/> (11)
где/> - меньшееиз значений контактных напряжений, МПа.
Определимпределы изгибной выносливости
/> (12)
Допустимыенапряжения изгиба
/> (13)
/>
гдеYN — коэффициенты долговечности (YN=1);
YA – коэффициенты, учитывающиеодностороннее приложение
нагрузки при одностороннемприложении нагрузки YA=1;
SF — коэффициенты запаса прочности(SF=2).
Коэффициентнагрузки передачи
/>
где/>-коэффициент динамической нагрузки;
/> — коэффициент,учитывающий неравномерность распределения
нагрузкипо ширине зубчатого венца.
2.3Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи
Определимрасчётный момент на шестерне
/> Н·м
Предполагаемоепередаточное число
/>
Предполагаемыйкоэффициент ширины шестерни относительно её начального диаметра выбираю равным />
Предполагаемоемежосевое расстояние
/>мм
Желаемоемежосевое расстояние выбираю равным />мм.
Допустимоеотклонение межосевого расстояния />мм.
Предполагаемыйначальный диаметр шестерни
/>мм
Определяемпредполагаемую рабочую ширину
/>мм
Предполагаемыймодуль
/>мм
Выбираюзначение модуля по СТ СЭВ 310-76 равным 4,5мм.
Коэффициентысмещения шестерни и колеса равными Х1 = 0,5, Х2 = 0,5.
Исходныйконтур зубьев по ГОСТ 13755-81 α=200, h*f =1,25, h*a/>= 1, h*L=2.
2.4Проверочный расчёт передачи передачи по контактным
напряжениям
Производимрасчёт геометрии по ГОСТ 16532-70.
Определяемсумму чисел зубьев
/>
Частотувращения колеса определяем по формуле
/>мин-1
Модульотклонения частоты вращения от желаемой
/>мин-1
Находимторцовый угол профиля
/>
Суммакоэффициентов смещения
/>
Уголзацепления
/>
Межосевоерасстояние
/>мм
Модульотклонения межосевого расстояния от желаемого
/>мм
Делительныйдиаметр шестерни
/>мм
Делительныйдиаметр колеса
/>мм
Начальныйдиаметр шестерни
/>мм
Начальныйдиаметр колеса
/>мм
Основнойдиаметр шестерни
/>мм
Основнойдиаметр колеса
/>мм
Диаметрвершин зубьев шестерни
/>мм
Диаметрвершин зубьев колеса
/>мм
Диаметрвпадин зубьев шестерни
/>мм
Диаметрвпадин зубьев колеса
/>мм
Основнойокружной шаг
/>мм
Осевойшаг
/>мм
Уголпрофиля зуба шестерни в точке на окружности вершин
/>
Уголпрофиля зуба колеса в точке на окружности вершин
/>
Коэффициентторцового перекрытия
/>
Коэффициентосевого перекрытия
/>
Коэффициентперекрытия
/>
/>
Средняясуммарная длина контактных линий
/>мм
Коэффициентсреднего изменения суммарной длины контактных линий
/>
Наименьшаясуммарная длина контактных линий
/>мм
Числозубьев шестерни, обхватываемых нормалемером определяем по формуле
/>
/>
/>
ПринимаемZn1 = 3.
Числозубьев колеса, охватываемых нормалемером
/>
/>
/>
ПринимаемZn2 = 8.
Определяемдлину общей нормали шестерни
/>
Длинаобщей нормали колеса
/>
2.5Проверочный расчёт по напряжениям изгиба
Определениереакций зубчатых колёс навалы
Расчётныйвращающий момент на шестерне
/> Н·м
Расчётныйвращающий момент на колесе
/>Н·м,
гдеη – КПД передачи, η=0,98.
Определяемрасчётную окружную силу
/>Н
Определяемрасчётную радиальную силу
/>Н
Расчётнаянормальная сила
/>Н
Определениерасчётных напряжений по ГОСТ 21354-67
Удельнаярасчётная окружная сила
/>Н/мм
Коэффициент,учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев в полюсе зацепления
/>
Коэффициент,учитывающий суммарную длину контактных линий
/>
Расчётныеконтактные напряжения
/>МПа
/>/>
/>МПа
Эквивалентноечисло зубьев шестерни
/>
Эквивалентноечисло зубьев колеса
/>
Коэффициент,учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни
/>
Коэффициент,учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, шестерни
/>
Коэффициент,учитывающий наклон зуба
/>
Коэффициент,учитывающий перекрытие зубьев
/>
Расчётныенапряжения изгиба зубьев шестерни
/>МПа
/>
/>МПа
Расчётныенапряжения изгиба зубьев колеса
/>МПа
/>
/>МПа
2.6 Расчетцилиндрических открытых передач
2.6.1 Проектныйрасчет
Расчетный модуль зацепленияопределяется по формуле
/> , (55)
где km=1,4;
YbdII — коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра.
По известной твердости материала шестернии консольному расположению колес относительно опор из таблицы 4.2.6[2] выбираемYbdII=0,3;
KFbII — коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения нагрузки по ширине венца. На основании известнойтвердости материала шестерни, консольного расположения ее относительно опор икоэффициента YbdIIпо рисунку 4.2.2[2] находим
KFbII=1,3;
КА –коэффициентвнешней динамической нагрузки КА=1,25;
YFSII — коэффициент, учитывающий формузуба, определяем по рисунку 4.2.3[2] по известному числу зубьев YFSII=3.72
Расчетный модуль зацепленияпервой цилиндрической передачи
/>/> (57)
Округляем значение модуля доближайшей величины mnII=mII в соответствии с ГОСТ 9563-60(таблица 4.2.1[2]).
/>
Расчетный модуль зацеплениявторой цилиндрической передачи
/>
Округляем значение модуля доближайшей величины m=1.5
2.6.2 Расчетгеометрических параметров цилиндрических передач
Определяем диаметры зубчатыхколес, мм
— начальный
/> (58)
— вершин зубьев
/> (59)
— впадин зубьев
/> (60)
/>
Определяем расчетное межосевоерасстояние
/> (61)
Ширина венца зубчатых колес
bw3=30мм
bw4=36мм
bw5=48мм
bw6=40мм
bw7=34мм
2.6.3Проектный расчет конической передачи
Расчетныйдиаметр шестерни
/>
гдеψbd-коэффициент ширины шестерниотносительно ее диаметра
(ψbd=0.3-0.6);
KHβ-коэффициент, учитывающийнеравномерность распределения
нагрузкипо ширине венца;
КА-коэффициентвнешней динамической нагрузки( Ка=1).
Ширинавенца конических колес
/>
Принимаемb=45мм
Определяемугол делительного конуса
/>
Внешнееконусное расстояние
/>
Внешнийделительный диаметр шестерни
/>
Определяемдействительные величины углов делительных конусов
/>
/>
Определяемвнешние делительные диаметры колеса и шестерни по формуле
/>
Определяемвнешние диаметры вершин зубьев
/>
/>
Определяемвнешние диаметры впадин зубьев
/>
Действительноевнешнее конусное расстояние
/>
Средниймодуль зацепления
/>
Средниеделительные диаметры колес
/>
Определяемсредний делительный диаметр
/>
Определяемрасстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни поформуле
/>
Расстояниеот вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев колеса определяем поформуле
/>
Определяемвнешнюю окружную толщину зуба
/>
/> />
3Расчет валов
3.1 Предварительный расчет валов
Среднийдиаметр вала определяем по формуле
/>
где/>-допустимые напряжение кручения ;
Т-крутящий момент Н·м.
Определимдиаметры первого вала
/>мм
Примемd=28мм диаметр конца вала 26мм, под подшипником 35мм.
Определимдиметры второго вала
/>
Примемдиаметр вала под подшипники 30мм, под колесом 36мм.
Определимдиаметры третьего вала
/>
Примемдиаметр под подшипники 40мм, под колесом 46мм.
Определимдиаметры четвертого вала
/>
Примемдиаметр под подшипники 40 мм, под колесо 46мм
Определимдиаметры пятого вала
/>
Примемдиаметр конца вала 40 мм, под подшипники45 мм, под колесо 50мм
Определимдиаметры шестого вала
/>
Примемдиаметр конца вала 68 мм, под подшипники 75 мм, под колесо 82мм
3.2 Проектный ипроверочный расчет тихоходного вала
3.2.1 Проектныйрасчет тихоходного вала
Определяем пункты приложения,направления и величины сил, нагружающие валы в плоскости XOZ
/>.
Определяем пункты приложения,направления и величины сил, нагружающие валы в плоскости YOZ
/> />
Вычисляем реакции RAx и RBx в опорах А и Б плоскости XOZ
/> />
Вычисляем реакции RAy и RBy в опорах А и B плоскости XOY
/>
/>
Определим изгибающие моменты вхарактерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов Mиx в плоскости XOZ
/>
Определим изгибающие моменты вхарактерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов Mиy в плоскости YOZ
/>
Вычисляем суммарные изгибающиемоменты в характерных точках вала с построением эпюры изгибающих моментов Mи
/>
Определяем диаметр выходногоконца вала по формуле
/>
где [τ]- допускаемое изгибноенапряжение [τ]=20...30мПа.
/>
Ослабление вала шпоночнойканавкой необходимо компенсировать увеличением диаметра на 8…10%. Окончательнопринимаем по ГОСТ6636-69 диаметр выходного конца вала
dK1=40мм; dK2=68мм
Диаметр вала под подшипникамидожжен быть несколько больше dK1 и dK2 и должен быть кратным 5, значит
dП1=45мм; dП2=75мм
Принимаем диаметр вала междувыходным концом и цапфой под подшипник
dK-П1=42мм; dK-П2=72мм.
Диаметр вала под шестерней изубчатым колесом должен обеспечивать свободный проход шестерни и зубчатогоколеса соответственно до места их посадки
dшест=50м dзуб.кол=80мм
Диаметр буртика должен бытьбольше диаметра вала под колесом на две высоты заплечиков в соответствие стаблицей 14.7[3], принимаем dσ1=44мм.
3.2.2 Расчеттихоходного вала на усталостную прочность
Поэпюрам Т и Ми выбираем опасное сечение вала – это сечение под подшипником.Оно имеет следующие параметры:
/>/>,
/>, />(по таблице4.1[5]).
Назначаемматериал вала – сталь 45 нормализованную с пределом прочности /> и вычисляем его пределвыносливости по 6.7.1[2]
/> (89)
Потаблице 6.7.3[2] выбираем значение коэффициентов концентрации напряжения поизгибу (ks) и по кручению (kt)
/> />.
Определяеммоменты сопротивления сечения
/>
Амплитудыи средние напряжения циклов
/>
Определяемкоэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения по известномуматериалу вала и его диаметру по рисунку 6.7.3[2]:/>.
Коэффициентвлияния параметров шероховатости поверхности определяем по рисунку 6.7.4[2]: />.
Коэффициентвлияния поверхностного упрочнения находим по таблице 6.7.2[2] />.
Коэффициент,характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла измененийнапряжений находим по таблице 6.7.1[2] />.
Определяемкоэффициент снижения предела выносливости в рассматриваемом сечении
/> (92)
Определяемкоэффициент запаса прочности
— по нормальным напряжениям
/> (93)
-покасательным напряжениям
/> (94)
Общийзапас сопротивления усталости
/>, (95)
где/> -коэффициент безопасности, />=3
Такимобразом прочность вала обеспечена.
4Подбор и проверка подшипников качения
Длярассчитанного вала подберем подшипники. Принимаем подшипники шариковыерадиально-упорные однорядные N215 ГОСТ 831-75. Они имеют следующиехарактеристики
С=66300Н
С0=41000Н
Определяем эквивалентнуюдинамическую нагрузку по формуле
/> (96)
где /> - коэффициент, зависящий от типаподшипника,/>;
/> - коэффициент вращения,/>;
kδ – коэффициент безопасности.Определяем по таблице 7.5.3[2] ,
/>;
kТ–коэффициент, учитывающий влияниетемпературы
подшипникового узла. Находим потаблице 7.5.4[2] />;
Fr – радиальная нагрузка в опорах: />.
/>
Расчетная динамическая радиальнаягрузоподъемность
/> (97)
где /> - частота вращения вала;
/> - продолжительность работыпередачи.
/>
Все условия для выбораподшипников выполняются.
5 Расчетшпоночных соединений
Выполним проверочный расчетшпонки под ступицей. Параметры шпонки приведены в таблице 6.1.
Таблица 6.1 Основные параметрышпонки b, мм h, мм t, мм Колесо 20 12 7,5 Шестерня 14 9 5,5
Проверочный расчет шпоночногосоединения выполним в соответствии с [4].
/>
где /> - высота шпонки (/>);
/> - ширина шпонки (/>);
Определяем расчетную длину шпонки
/>
где l- длина ступицы, мм.
Рассчитываем шпонку под колесом,приняв допускаемое напряжение при смятии шпонки />МПа проверим прочность
/>
/>МПа
107,6
Рассчитываемшпонку под шестерней
/>МПа
Из вышеприведенного расчетаследует, что все условия для выбора шпонок выполняются.
6Выбор муфт
В соответствии с условиями работыпривода и исходя из конструктивных соображений выбираем муфту упругуюпальцево-втулочную по ГОСТ 21424-75.
6.1 Проверочныйрасчет муфты
Проверка втулок на напряжениесмятия
/> ,
где /> - коэффициент режима работы (всоответствии с таблицей 6.4[3]);
/> - момент на выходном валупривода;
/> - диаметр пальцев под втулкой (в соответствии стаблицей 6.14[3]);
/> - длина резиновой втулки(всоответствии с таблицей 6.14[3]);
/> - число пальцев (в соответствии с таблицей6.14[3]);
/> - диаметр окружности расположенияпальцев (определяется по известному моменту на валу ).
Таким образом
/>
Проверка пальцев при напряженииизгиба
/>
где />
/>
Извышеприведенных расчетов следует, что все условия для выбора муфт выполняются.
7Выбор и обоснование количества смазки
Таккак окружная скорость не превышает 12 м/с, то для смазка зацепленияосуществляется окунанием колеса в масляную ванну на глубину не менее высотызуба.
Объёммасла:
/> литров [1].
Рекомендуемаявязкость в градусах Энглера Е◦50.
Выбираеммарку масла — />. Это индустриальное масло по ГОСТ20799-75.
Масло/> заливаетсяв редуктор через смотровое окно, сливается – через сливное отверстие, уровеньмасла показывается с помощью маслоуказателя.
Смазка подшипников осуществляетсятем же маслом что и зубчатые колеса путем разбрызгиванием масла, подшипникдолжен быть утоплен в своих гнёздах на 2 …5 мм.
8Техника безопасностипри работе привода
Всевращающиеся детали должны иметь защитное ограждение (кожухи).
Персонал,работающий с приводом (обслуживающим) должен пройти инструктаж по безопаснойработе.
Приводдолжен быть заземлён, или запулен на землю, проводом достаточно низкогосопротивления (толстого сечения).
Таккак масло индустриальное /> является огнеопасным материалом,особенно при нагреве в ходе работы привода, необходимо оборудовать пожарныйщит.
Заключение
Привыполнении данной курсовой работы рассчитан привод и спроектирован редукторпривода.
Прирасчёте цилиндрического одноступенчатого редуктора мы выбрали двигатель 4А100S2У3, у которого мощность />, частотавращения />.
Приразработке редуктора приняли сталь 45. Допускаемое контактное напряжениеполучилось />,допускаемое напряжение изгиба />.Выполняя проверочный расчёт навыносливость по напряжениям изгиба получили />, что меньше чем допускаемоенапряжение изгиба />, а значит, возможно, применениематериалов со слабыми характеристиками или использование полых деталей.
Контактноенапряжение получилось />, что меньше чем допускаемоеконтактное напряжение />, а это говорит о том, что можноне применять закалку и дорогостоящую термообработку.
Прирасчёте валов на сопротивление усталости получили запас сопротивления усталости/>, чтобольше требуемого запаса сопротивления усталости />. Из этого следует, что возможноиспользование полых валов, а также материала с более слабыми техническимихарактеристиками.
При расчёте подшипников выбралиподшипники легкой серии №215
Списокиспользованной литературы
1 Иванов М.Н. “Детали машин”. М.,Высшая школа, 1998.-383с.
2 Л.В. Курмаз, А.Т. СкойбедаДетали машин.Проектирование: Учеб. пособие.- Мн.: УП «Технопринт», 2001.- 290с.
3 Кузьмин А.В. и др. “Курсовоепроектирование деталей машин”. Справочное пособие. Часть 2. Минск, Высшая школа1982
4 Методические указания покурсовому пронктированию, 1999.-48с.