Проект привода для двух агрегатов на основе трехступенчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Российской Федерации

Красноярский государственный технический университет

Кафедра «Материалы, технологии и конструирование машин»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине «ДЕТАЛИ МАШИН»

Содержание

• Введение
• 1. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя
• 1.1 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя
• 1.2 Определение частоты вращения вала электродвигателя
• 1.3 Выбор электродвигателя
• 1.4 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
• 1.5 Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала
• 2. Расчет тихоходной ступени
• 2.1 Определение допускаемых напряжений
• 2.2 Определение основных параметров тихоходной передачи
• 3. Расчет промежуточной ступени
• 3.1 Определение допускаемых напряжений
• 3.2 Определение основных параметров тихоходной передачи
• 4. Расчет быстроходной ступени
• 4.1 Определение допускаемых напряжений
• 4.2 Определение основных параметров тихоходной передачи
• 5. Определение диаметров всех валов
• 6. Выбор подшипников качения
• 7. Расчет цепной передачи
• 8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
• 9. Расчет шпоночных соединений
• 10. Выбор муфты
• 11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• Список литературы
• Техническое задание
• Рассчитать и спроектировать привод для двух агрегатов на основе трехступенчатого редуктора (рис. 1).
• Рис.1 Схема механизма привода.
• Исходные данные:
• Мощность на IV валу редуктора Р_IV = 14 кВт;
• Частота вращения IV валу редуктора n_IV = 130 мин^-1;
• Частота вращения V валу привода n_V = 16 мин^-1;
• Срок службы привода - 6 лет;
• Тип корпуса редуктора - литой;
• Основание привода - рама.
• Введение
• Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
• Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
• Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
• Целью данного курсового проекта является проектирование привода на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель, соединенный при помощи цепной муфты с трехступенчатым цилиндрическим редуктором. III-й вал редуктора, при помощи цепной передачи, соединен с валом исполнительного механизма 1-го агрегата. IV-й вал редуктора, через упругую втулочно-пальцевую муфту, выходит на вал исполнительного механизма 2-го агрегата.
• В рамках данного курсового проекта проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора, проверочный расчет редуктора, расчет тихоходного вала редуктора на усталостную прочность, расчет на этом валу подшипников на динамическую грузоподъемность, расчет на прочность шпоночных соединений и упругой муфты.
• Электродвигатель, применяемый в приводе, является 3-х фазным асинхронным.
• 1. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя

1.1 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя

Расчетная мощность , кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:

, (1)

где - общий КПД привода.

Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:

(2)

где _Ц -КПД цепной передачи, _Ц = 0,93 [2];

_З - КПД цилиндрической передачи редуктора, _З = 0,97 [2];

_М - КПД муфты, _М = 0,98 [2];

_З - КПД пары подшипников, _П = 0,99 [2].

.

Мощность на валу электродвигателя:

.

1.2 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота (мин-¹) вращения вала электродвигателя определяется по формуле:

, (3)

где u - передаточное отношение привода.

Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач:

(4)

где u_1,2,3 - передаточное отношение 1-й, 2-й и 3-й ступеней редуктора, u_1,2,3 = 2..6 [2]; u_ц - передаточное отношение цепной передачи, u₂=2..4 [2].

Интервал оптимальных передаточных отношений для данного привода

- для 1-го агрегата;

- для 2-го агрегата;

По формуле (5) определим интервал оптимальных частот вращения вала электродвигателя

1.3 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель с частотой вращения магнитного поля статора 3000мин -¹ .

Электродвигатель выбираем из справочника [3] по следующим критериям: частота вращения вала n = 3000 мин^-1, паспортная мощность близка к 17,87 кВт, этому соответствует электродвигатель АИР 180 S2 с паспортной мощностью 22 кВт, частотой вращения электромагнитного поля статора n_c = 2850 мин ^-1.

Эскиз выбранного электродвигателя с указанием габаритных, присоединительных, установочных размеров приведен в таблице 1 и на рисунке 2.

Рисунок 2 - Эскиз электродвигателя

Таблица 1

l30	h31	d24	l1	l10	l31	d1	d10	b10	h	Масса
700	455	400	110	203	121	48	15	279	180	150 кг

1.4 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Уточняем передаточное отношение привода:

(5)

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням:

Принимаем передаточные отношения для 1-й и 2-й ступеней равными 3,15, тогда передаточное число 3-й ступени:



Определяем общее передаточное отношение привода для 1-го агрегата

Тогда передаточное отношение цепной передачи определится так:

.

1.5 Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

№	P, кВт	n, мин-1	T, Нм
1
2
3
4
5

2. Расчет тихоходной ступени

2.1 Определение допускаемых напряжений

Колесо: Сталь 40Х, улучшение,

,

Шестерня:

Сталь 40ХН, закалка ТВЧ,

,

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:



4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:

Изгибная прочность:

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:



За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

2.2 Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =140мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:



Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

3. Расчет промежуточной ступени

3.1 Определение допускаемых напряжений

Колесо: Сталь 40Х, улучшение,

,

Шестерня: Сталь 40ХН, закалка ТВЧ,

,

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:



4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:

Изгибная прочность:

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

2.2 Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =125мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:



Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:



12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

вал электродвигатель мощность шпоночный

4. Расчет быстроходной ступени

4.1 Определение допускаемых напряжений

Колесо: Сталь 40Х, улучшение,

,

Шестерня: Сталь 40ХН, закалка ТВЧ,

,

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:

Изгибная прочность:

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:



За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

4.2 Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =90мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:



12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

5. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр быстроходного вала:

Из конструктивных соображений, принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем.

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

2) Определим диаметр 1 промежуточного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

3) Определим диаметр 2 промежуточного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

4) Определим диаметр тихоходного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

6. Выбор подшипников качения

1. Для быстроходного вала вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7306.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность

2. Для 1 промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность

3. Для 2 промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7308.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность

4. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии №7311.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность

Все подшипники удовлетворяют условиям работы и сроку су службы.

7. Расчет цепной передачи

Исходные данные

Т₃=886.85 Н•м - крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n₃=21.3 мин^-1 - частота вращения ведущей звездочки;

U=3 - передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем : ПР-44,45-172.4

2. Назначение основных параметров:

а) число зубьев звездочки

Найдем рекомендуемое число зубьев Z₁ в зависимости от передаточного числа:

Принимаем Z₁ =23

б) межосевое расстояние

ПР-44,45 а=40Р=40•44.45=1178мм

в) наклон ш=18

г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

3) Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации цепи К_Э

К_Э = К_д• К_А • К_Н• К_рег •К_см • К_реж =1 •1 •1 •1,25 •1,5 •1=1,875

Где К_д =1- коэффициент динамической нагрузки;

К_А=1- коэффициент межосевого расстояния;

К_Н=1 - коэффициент наклона линии центров;

К_рег=1,25 - коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое натяжение;

К_см=1,5 - коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;

К_реж =1 - коэффициент режима, работа в одну смену;

4) Окружная сила, передаваемая цепью:

5) Число зубьев ведомой звездочки

Z₂ =U_ц.п. •Z₁ =3 •23=69

6) Частота вращения ведомой звездочки:

7) Делительный диаметр ведущей звездочки:

8) Делительный диаметр ведомой звездочки:

9) Уточненное межосевое расстояние:

Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого

расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно,

то принимаем =1175мм

13) Характерные размеры цепи и звездочек:

Размеры цепи:

D=25.4 мм

d= 12.7 мм

b=40 мм

S=4 мм

Размеры звездочек:

мм

мм

мм

мм

8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Рис. 8.1

Действующие силы:

- окружная сила;

- радиальная сила;

- крутящий момент.

.

,

,

,

.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ;

;

.

Отсюда находим, что .

2. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку: ;

;

.

Равенство выполняется, следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ;

;

.

Отсюда находим, что .

4. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку: ;

.

Равенство выполняется, следовательно, горизонтальные реакции найдены верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке B, причём моменты здесь будут иметь значения:

;

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

,

где S - расчетный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным

напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

и - коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

;

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости .

Вычислим коэффициент запаса

, где

;

.

, где

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется

9. Расчет шпоночных соединений

Быстроходный вал.

lш= lp+b,

где b - ширина шпонки,

=25мм

где h=8 мм - высота шпонки,

b=12мм - ширина шпонки

d=25 мм

T=3.16 Н•м

Принимаем

lш= 22+12=34 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=34мм;

Тихоходный вал.

lш= lp+b,

где b - ширина шпонки,

,

где h=6 мм - высота шпонки,

b=18 мм

d=45 мм

T=886.85 Нм

Принимаем

lш= 55+18=73 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=73мм;

10. Выбор муфты

Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента следует использовать упругую компенсирующую муфту с торообразной оболочкой, которая обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

Муфта состоит из одинаковых полумуфт, к которым с помощью нажимных колец и винтов притягиваются упругие элементы, выполненные в форме хомутов.

Муфта обладает большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают как на цилиндрические, так и на конические концы валов.

11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того, снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.

Список литературы

1. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин, Курсовое проектирование М. Высшая школа, 1975.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М. Высшая школа, 1985.

3. Стрелов В.И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин». КФ МГТУ им Н.Э. Баумана, 1988.

4. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, Л.Д. Часовников, под редакцией Д.Н. Решетова. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин». МГТУ им Н.Э. Баумана, 1980.

5. В.Н. Иванов, В.С. Баринова. Выбор и расчеты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию. МГТУ им Н.Э. Баумана, 1981.

6. Е.А. Витушкина, В.И. Стрелов. Расчет валов редукторов. МГТУ им Н.Э. Баумана, 2005.

Размещено на Allbest.ru