Кинематический расчет привода

Кинематический расчет привода

Содержание

1. Описание конструкции проектируемого привода

2. Кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя привода

2.2 Назначение передаточных чисел

2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи

3.2 Расчет поликлинового ремня

4. Расчет и построение эпюр

4.1 Силы в зацеплении

4.2 Тихоходный вал

4.3 Быстроходный вал

5. Расчет валов на выносливость

5.1 Проверка на усталостную прочность быстроходного вала

5.2 Проверка на усталостную прочность тихоходного вала

6. Проверка подшипников качения на долговечность

6.1 Расчет долговечности подшипников 7207 быстроходного вала

6.2 Расчет долговечности подшипников 7209 тихоходного вала

7. Расчет элементов корпуса редуктора

8. Определение элементов зубчатых колес, шкивов

9. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений на прочность

10. Назначение посадок сопряжений деталей привода

11. Описание способа смазки передач и подшипников привода

11.1 Смазывание зубчатого зацепления

11.2 Смазывание подшипников

12. Описание порядка сборки редуктора привода

13. Список литературы

1. Описание конструкции проектируемого привода

Привод является неотъемлемой частью любой машины. Приводное устройство, разработанное в проекте, включает электродвигатель, вращение от которого посредством ременной передачи передаётся на редуктор и далее через муфту на другие устройства.

Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока серии 4А.

Муфты используются для соединения концов валов или для соединения валов с расположенными на них деталями. Основное назначение муфт - передача вращающего момента без изменения его модуля и направления. Муфты могут выполнять другие функции: предохранять механизм от перегрузок, компенсировать несносность валов, разъединять или соединять валы во время работы.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Назначение редуктора - передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор проектируют либо для привода отдельной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор:

Начальные данные:

Рз = 2 кВт;

nз = 60 об/мин;

Режим нагрузки - постоянный. Долговечность привода - 10000 часов. Редуктор с нижним расположением шестерни и горизонтальным расположением ременной передачи.

Соответствует условиям технического задания.

2. Кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя привода

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где - КПД муфты, = 0,98;

- КПД пары подшипников качения, = 0,99;

- КПД зубчатой передачи, = 0,97;

- КПД клиноременной передачи, = 0,93;

= 0,98·0,992·0,97·0,93 = 0,86

Расчетная требуемая мощность двигателя:

Рт.р. = Рз /

где Рз -мощность электродвигателя, Рз =2 кВт;

Рт.р. = 2 / 0,885 = 2,33 кВт

Определяем требуемое число оборотов двигателя:

,

где - число оборотов двигателя, - передаточное число редуктора, =4, - передаточное ременной передачи, =3, подбираем по таблице 5.5 приложения [1];

об/мин;

По данным таблицы 5.1 приложения [1] принимаем

электродвигатель 4А112МВ8У3, у которого:

- мощность двигателя, 3 кВт,

- синхронная частота вращения, 750 об/мин,

S - скольжение, S = 3.7%;

По формуле 5.7 приложения [1] определяем частоту вращения у нагруженного ротора:

nдв=nс(S-1) = 750(0.037-1) = 722.25 об/мин;

2.2 Назначение передаточных чисел

По формуле 5.1 приложения [1] определим общее передаточное число двигателя:

uобщ=nдв/nс;

uобщ=22.25 /60=12;

Уточняем передаточное число цепной передачи:

Uц.п.= uобщ/uред.;

Uц.п.=12/4=3;

Тогда получаем:

передаточное число редуктора равно, =4,

передаточное число ременной передачи, u.ц.п.= 3;

Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах из требуемой (расчетной) мощности двигателя и его номинальной частоты вращения при установившемся режиме.

Рассмотрим силовые и кинематические характеристики для каждого элемента привода

2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Ротор электродвигателя:

P2=Pтр.=2.33 кВт;

n1=nдв=722.25 об/мин;

щ1=р n1/30=(3.14*722.25)/30=75.6 с-1;

Т1=Р1/ щ1=2.33*103/75.6=30.82 Нм;

Быстроходный вал:

Р2=Р1**=2.33*0.93*0.99=2.15 кВт;

n2=n1/uц.п=722.25 /3=240.75 об/мин;

щ2=р*n2/30=3.14*240.75/30=25.2 с-1;

Т2=Р2/ щ2=2.15*103/25.2=85.32 Нм;

Тихоходный вал:

Р3=Р2**=2.15*0.99*0.97=2.06 кВт;

n3=n2/ uред =240.75/4=60 об/мин;

щ3=р* n3/30=3.14*60/30=6.3 с-1;

Т3=Р3/ щ3=2.06*103/6.3=327 Нм;

Вал рабочего органа:

Р4=Р3*=2.06*0.98=2 кВт;

Т4=Р4/ щ3=2*103/6.3=320 Нм;

3. Расчет передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи

Выбор материала, вида термообработки и определение допускаемых напряжений зубчатых колес

В настоящее время основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни НВ1 назначают больше твердости колеса НВ2.

В зубчатых передачах марки сталей шестерни и колеса выбираем одинаковые. Для передачи, с косыми зубьями выбираем сталь марки 40ХН, с улучшенной термообработкой, с твердостью: для колеса - НВ 250, для шестерни - НВ 295 [3].

Допускаемые контактные напряжения, МПа:

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, по табл. 3.2 [1]

 МПа;

МПа;

- коэффициент долговечности, для длительной эксплуатации

=,

где

NHO=15*106 - для шестерни;

NHO=24*106 - для колеса;

NHE1=60*n2*t=60*240.75*104=144.5*106 - для шестерни;

NHE2=60*n3*t=60*60*104=36*106 - для колеса;

==0.89 - для шестерни;

==0.98 - для колеса;

- коэффициент безопасности, примем =1,1.

МПа;

МПа;

Общее допускаемое контактное напряжение равно:

МПа;

Проектный расчет зубчатой передачи. Межосевое расстояние определяем по формуле 9.39[1], мм.:

;

где ; ; ;

148 мм;

По таблице 9.2[1] уточняем 160 мм;

Определяем модуль по таблице 9.1[1]:

mn=(0.01…0.02)*= 0.02 * 160 = 3.2

по таблице mn=3;

Определяем ширину колеса и шестерни:

мм - для колеса;

мм - для шестерни;

Определяем угол наклона:

Sin(в)=р*mn/b1=3.14*3/64=0.147;

в=arcsin(0.147)=80;

Определяем общее число зубьев, шестерни и колеса:

Zсум =2**cos(в)/ mn =2*160*cos(80)/3=105;

Z1= Zсум /(uред+1)=105/(4+1)=21;

Z2= Zсум - Z1=105-21=84;

Уточняем фактическое передаточное число:

uф.=Z2/ Z1=84/21=4;

Д=(u- uф.)/ uф.*100%=(4-4)/4*100%=0%;

Уточняем cos(в):

cos(в)=( Z1+ Z2)* mn /2*=(105*3)/2*160=0.99375;

Определяем диаметры колеса и шестерни по формуле 9.6[1]:

d1= mn * Z1/ cos(в)=3*21/0.99375=64 мм - для шестерни;

d2= mn * Z2/ cos(в)= 3*84/0.99375=256 мм - для колеса;

Проверим межосевое расстояние стр.146[1]:

=( d1+d2)/2=(64+256)/2=159.5 мм;

Определим диаметры выступов и впадин шестерни и колеса по формуле 9.3[1]:

Шестерня:

dвыс= d1+2* mn=64+3*2=70 мм;

dвп= d1-2.5* mn=64-3*2.5=56.5 мм;

Колесо:

dвыс=d2+2* mn=256+3*2=262 мм;

dвп=d2-2.5* mn=256-3*2.5=248.5 мм;

Определим силы в зацеплении:

Ft1=2*T2/d1=2*85.32/64=2.6 кН;

Ft2=2*T3/d2=2*327/256=2.6 кН;

Fr1= Ft1*tg(б)/cos(в)=2.6*tg(200)/cos(80)=0.96 кН;

Fr2= Ft2*tg(б)/cos(в)=2.6*tg(200)/cos(80)=0.96 кН;

Fa1= Ft1*tg(в)= 2.6*tg(80)=0.37 кН;

Fa2= Ft2*tg(в)= 2.6*tg(80)=0.37 кН;

Определение скорости и степени скорости по таблице 9.9[1]:

Тогда:

м/с;

м/с;

S=9;

Проверочный расчет по формуле 9.42[1]:

;

275

1.88*cos(в)=1.88*cos(80)=1.74;

еa=(1.88-3.2(1/z1+1/z2))cos(в);

еa=(1.88-3.2(1/21+1/84)) cos(80)=1.68;

;

Коэффициенты , , определяем по таблицам соответственно 9.12[1], 9.10[1], 9.13[1]:

=1.11;

=1.026;

=1.25;

KH=1.11*1.026*1.25=1.41075;

МПа;

Определяем погрешность:

Д=

Расчет зубьев при изгибе по формуле 9.44[1]:

;

YF1 и YF2 зависят от zх=z/ cos3(в):

zх1=z1/cos3(в)=21/ cos3(80)=21.62;

zх2=z2/cos3(в)=84/ cos3(80)=87;

Тогда по таблице 9.10[1] YF1 и YF2 соответственно равны:

YF1=4.09;

YF2=3.61;

Допускаемое напряжение определяем по формуле 9.14[1]:

;

Пределы изгибной выносливости определяем по таблице 9.8[1]:

HB;

HB;

, , определяем по [1] стр.152

=1;

=1.5;

=1.8;

МПа;

МПа;

Определим по колесу или по шестерне будем вести расчет:

Расчет ведем по меньшей из величин

так как меньше то расчет ведем по шестерне, тогда

;

;

;

;

;

;

МПа;

;

3.2 Расчёт цепной передачи

Выбираем цепь приводную роликовую однорядную ПР (по ГОСТу 13568-75) и определяем шаг цепи , мм:

;

где Т1 - вращающий момент на ведущей звёздочке, Hм;

- число зубьев той же звездочки;

- допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, =26 H/мм2;

- коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи;

Предварительно вычисляем величины, входящие в формулу

Коэффициент:

где , , , , , .

;

- число зубьев ведущей звёздочки

Согласно [2], скорости 0,86 м/с соответствует допускаемое давление принимаем равным 26 Н/мм. V - число рядов цепи принимаем равным 1;

мм

мм.

Определяем число зубьев ведомой звёздочки:

.

Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного:

Определяем оптимальное межосевое расстояние а, мм :

- стандартный шаг цепи.

Тогда, межосевое расстояние в шагах:

Определяем число зубьев цепи :

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

Определяем фактическое расстояние, мм:

Монтажное межосевое расстояние, мм:

Определяем длину цепи , мм:

Определяем диаметр звёздочек, мм:

- диаметр делительной окружности, мм:

- ведущей звёздочки:

- ведомой звёздочки:

- диаметр окружности выступов:

- ведущей звёздочки:

- ведомой звёздочки:

где - коэффициент высоты зуба, = 0.7; - коэффициент числа зубьев ведущей и ведомой звездочек;

- геометрическая характеристика зацепления:

Диаметр окружности впадин, мм.:

- ведущей звёздочки:

- ведомой звёздочки:

Проверочный расчёт

Проверяем частоту вращения меньшей звёздочки , :

Проверим число ударов цепи о зубья звёздочек , :

Определяем фактическую скорость цепи , :

Определяем окружную силу, передаваемую цепью, Н.:

Проверяем давление в шарнирах цепи, Н/мм2:

где - площадь проекции опорной поверхности шарнира, =181.54 мм2;

Допускаемое давление в шарнирах цепи уточняем в соответствии с фактической скоростью цепи [2]: =27 Н/мм2.

26.5<27

Проверяем прочность цепи:

где - допускаемый коэффициент, запаса прочности для роликовых цепей; - расчетный коэффициент запаса прочности;

Выбираем допускаемый коэффициент запаса прочности из [2] для роликовых втулочных цепей ПР:

Получаем:

7,5?23.4

Определяем силу давления цепи на вал, Н.:

где =1,375; =263,22 Н; =2822 Н;

4. Расчет и построение эпюр

4.1 Силы в зацеплении

1) Окружная сила, Н.:

- на шестерне:

- на колесе:

2) Радиальная, Н.:

- на шестерне:

- на колесе:

3) Осевая, Н.:

- на шестерне:

- на колесе:

4) Нагрузка на тихоходный вал со стороны муфты находится по формуле приложения[2], с 98, Н.:

5) Ременная находится по формуле приложения[2], с 98 , Н.:

4.2 Тихоходный вал

Построение эпюр:

Рис. 2

Расчет эпюр:

Так как используются конические подшипники то точка приложения реакций смещается на величину

Тогда длины принимают следующие значения L = 80; lоп = 146;

Составим уравнение моментов в вертикальной плоскости ?М4 = 0;

?М2 = 0;

Строим эпюру (рис. 2) изгибающих моментов относительно вертикальной плоскости в характерных сечениях, Н·м.:

Составим уравнение моментов в горизонтальной плоскости: ?М4=0;

?М2 = 0;

Строим эпюру (рис. 2) изгибающих моментов относительно горизонтальной плоскости в характерных сечениях, Н·м.:

Н·м;

Н·м;

Строим эпюру крутящих моментов, Н·м; Определяем суммарные радиальные реакции, Н.:

Суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Н·м;

Н·м;

Н·м;

Определяем эквивалентные моменты:

Н·м;

Н·м;

Н·м;

4.3 Быстроходный вал

Построение эпюр:

Рис. 3

Опорные реакции:

Так как используются конические подшипники то точка приложения реакций смещается на величину

Тогда длины принимают следующие значения:

L = 66 мм; lоп = 98 мм;

Составим уравнение моментов в вертикальной плоскости: ?М3 = 0;

?М1=0;

Строим эпюру (рис. 3) изгибающих моментов относительно вертикальной плоскости в характерных сечениях, Н·м.:

Страницы: 1, 2