Привод специального назначения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального

Образования «Алтайский государственный технический университет им. И.И. Ползунова»

Пояснительная записка курсовой работы

по дисциплине «Прикладная механика»

Привод специального назначения

Студент группы

Вейкман Д.П.

Барнаул 2011

Задание

Дано

Вариант №10.

F,кН	U,м/с	t,мм	Z
35	0.35	160	8

1 - Электродвигатель.

2 - Редуктор.

4 - Муфта зубчатая.

5 - Вал машины.

6 - Рама.

1.Кинематический расчет электромеханического привода

1.1 Выбор электродвигателя

Электродвигатель выбирают из каталогов по требуемой мощности и частоте вращения. Электродвигатель не проверяют на нагрев, потому что для проектируемых приводов вал машины во время эксплуатации нагружен мало изменяющейся нагрузкой.

1.1.1 Определение требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

Р_э.т.=Р_В /_общ

где Р_В - потребляемая мощность привода, т.е. на выходе для приводного вала;

_общ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

1) Величину Р_В (кВт) определяют в соответствии с исходными данными задания по одной из формул:

Р_В =FV=35*0,35=12,25 кВт.

2) Величину _общ определяют в зависимости от КПД () звеньев кинематической цепи привода от вала электродвигателя до приводного вала машины.

_{общ=ц.б.ц.т.м..б.о.п.}

где _ц.б.,_ц.т - КПД быстроходной цилиндрической передачи редуктора; _м..т - КПД муфты тихоходного вала; _о.п - КПД опор приводного вала машины.

_мб =0,99_{, ц.б}.=0,97, _ц.т.=0,97, _цсп.=0,93, _о.п.=0,99

_{общ =}0,99*0,97*0,97*0,93*0,99=0,857

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_э.т.=12,25/0,857=14,29 кВт

1.1.2. Определение требуемой частоты вращения

n_э.т.=n _вu_общ

где n_в - частота вращения приводного (выходного) вала;

u_общ=( )ожидаемое общее передаточное число привода.

1) Величину n_в (мин^-1) определяют в соответствии с исходными данными задания по формуле:

==26,25 мин^-1

2) Величину u_общ определяют в зависимости от передаточных чисел передач, которые входят в кинематическую схему привода.

u_общ= u_ц.б. u_{ц.т. .} u_цеп

где u_ц.б - передаточное число быстроходной цилиндрической передачи редуктора; u_ц.т - передаточное число тихоходной цилиндрической передачи редуктора.

9,37

126

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

245,96 мин^-1

3307,5 мин^-1

1.1.3 Выбор электродвигателя

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуют применять трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели. Эти двигатели наиболее универсальны и надежны в эксплуатации.

По диапазону требуемой частоты вращения подходят несколько двигателей. Предварительно выбираем три наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу 1.1:

электромеханический привод электродвигатель передача

Таблица 1.1

Тип электродвигателя	Рэ,кВт	nэ,мин-1
АИР 160S2	15	2910
АИР 160S4	15	1455
АИР 160M6	15	970

1.2 Определяем передаточные числа передач привода

1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:

u_общ=n_э/ n_в=110,85

u_общ=n_э/ n_в=55,42

u_общ=n_э/ n_в=36,95

1.2.2 Определяем передаточное число редуктора

u_ред= u_общ ; Диапазон u_ред=[7,1…40] ; рекомендуемое u_ред=( 12,5…22,4)

Двигатель	Рэ,кВт	nэ, мин-1	uобщ	uред
АИР 160S2	15	2910	110,85	44,34
АИР 160S4	15	1455	55,42	22,16
АИР 160M6	15	970	36,95	14,78

Выбираем для проектирования:

АИР 160S4; Р_э=15кВт; n_э=1455 мин^-1; u_ред =22,16; u_общ =55,42.

1.2.3 Определяем передаточные числа и_Б быстроходной и u_Т тихоходной ступеней редуктора

Расчетные значения u_Б, и u_Т округляем до ближайшего стандартного (по значению передаточных чисел одноступенчатых редукторов) - u_Т=5; u_Б=4,5. Уточняем передаточное число редуктора: u_ред. =u_Б u_Т=22,5

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода

1.3.1 Частота вращения

1. вал электродвигателя: n_э=1455 мин^-1;

2. быстроходный вал редуктора: n_Б = n_э =1455 мин^-1;

3. промежуточный вал редуктора: n_П = n_Б / u_Б =323,3мин^-1;

4. тихоходный вал редуктора n_Т= n_П / u_Т = 64,66 мин^-1;

5. вал машины (приводной вал): п_В= п_Т =25,86 мин^-1.

1.3.2 Мощность

1. вал электродвигателя: Р_э.т =14,29 кВт;

2. быстроходный вал редуктора: Р_Б = Р_э.т = 14,4кВт;

3. промежуточный вал редуктора: Р_П= 13,71 кВт;

4. тихоходный вал редуктора: Р_Т= 13,29 кВт;

5. вал машины (приводной): Р_в = 12,23 кВт.

1.3.3 Вращающие моменты

1. вал электродвигателя: Т_э=93,83 Нм;

2. быстроходный вал редуктора: Т_б= 92,89 Нм;

3. промежуточный вал редуктора: Т_П=405,46 Нм;

4. тихоходный вал редуктора: Т_Т= 1966,48 Нм;

5. вал машины : Т_в= 4526 Нм.

Результаты расчета п, Р, Т заносим в таблицу 1.3:

Таблица 1.3

Вал привода	п, мин-1	Р кВт	Т, Нм
Вал двигателя	1455	14,29	93,83
Быстроходный вал редуктора	1455	14,14	92,89
Промежуточный вал редуктора	323,3	13,71	405,46
Тихоходный вал редуктора	64,66	13,29	1966,48
Вал машины	25,86	12,23	4526

2. Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Исходные данные

Параметр	Тихоходная передача редуктора
1. Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число u б) частота вращения шестерни п1, мин-1; в) вращающий момент шестерни Т1, Нм; г) вращающий момент тихоходного вала ТТ, Нм	u=uT=5,0 n1=nП=323,3мин-1 Т1=405,46 Нм ТТ=1966,48 Нм
2. Сведения о схеме передачи: а) вид передачи б) расположение колес относительно опор	Прямозубая; Симметричное
3. Требуемая долговечность Lh, ч	Lh= 365*КГ*24*КС; Lh=365*0,3*24*0,6=15768
4. Объем производства Q, шт/г	Q=1000 шт/г
5. Режим нагружения: а) коэффициенты циклограммы нагружения б) Кп - коэффициент перегрузки по пусковому моменту двигателя	а1=1; а2=0,6; а3=0,4; b1 =0,2; b2 =0,6; b3=0,2;

2.2 Проектировочный расчет передачи

2.2.1 Выбор материала и твердости колес

Расчет выполняем для косозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом Т_Т =1966,48 Нм. В соответствии с рекомендациями косозубой передачи при объеме производства Q =1000 шт/г и вращающем моменте Т_Т >1000 Нм выбираем материал колес передачи:

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость расчетная	Т, МПа
Шестерня	18ХГТ	цементация	Н1 = 60 HRC	800
Колесо	40ХН	Закалка ТВЧ	Н2.= 50 HRC	800

2.2.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния. Степень точности передачи

1. Ориентировочное значение межосевого расстояния:

мм

где значение коэффициента К=6

2. Окружную скорость передачи:

Выбираем степень точности передачи: n_CТ =8

2.2.3 Допускаемые напряжения

А) Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

_Hlim1=23H_HRC=23*60=1380 МПа;

_Hlim,2=17H_HRC=17*50+200=1050 МПа;

2. Коэффициенты запаса прочности: S_H= 1,2;

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) Базовое число циклов напряжений: N_HG1, = 12010⁶ циклов;

Базовое число циклов напряжений: N_HG2 = 81,710⁶ циклов;

б) Число циклов нагружения при действии максимальных пиковых нагрузок:

=60n₁с1L_h = 60323,3115768=30510⁶циклoв;

N_к2=/U=61*10⁶ циклoв;

в) коэффициент режима и номер режима нагружения:

Х==0.64

При м_н=0,25 тогда: N_HE1= * м_н =305*10⁶*0,25=76,25*10⁶

N_HE2= * м_н =61*10⁶*0,25=15,25*10⁶

Коэффициенты долговечности:

1,078; ; Z_N2>1

4. Коэффициенты шероховатости: z_R1 = z_R2 = 0,95.

5. Коэффициенты окружной скорости: z_V1 = z_V2, = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

МПа;

МПа

Для расчета косозубой цилиндрической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение: МПа.

При этом условие []_H?соблюдается, то []_H=

Б). Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе: []_Flim1,=750 МПа;

[]_Flim1,=600 МПа;

2. Коэффициенты запаса прочности: S_F1=l,55; S_F1=l,7;

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) показатели степени усталости: q = 9

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

N_FE1= * м_F=305*10⁶*0,1=30,5*10⁶ ; N_FE2= * м_F=61*10⁶*0,1=6,1*10⁶

Коэффициенты долговечности принимаем:Y_N1=1,Y_N2=1 т.к.N_FE1>410⁶, N_FE2>410⁶

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем Y_R1,2=1,1.

5. Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Y_a = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

МПа

МПа

2.2.4 Межосевое расстояние передачи

Для расчета межосевого расстояния определяем:

1. Коэффициент ширины зубчатого венца: _ba = 0,25

_bd=0,75

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем К_А = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: К_HV= 1,03.

4. Коэффициент неравномерности- распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы: = 1,13

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев: К_Н =0,71.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки:

K_H=1+(-1) К_Н=1,0923

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы

=1+0,15(n_СТ-5)=1,18

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки:

_Н=1+(-1) К_Н=1,1278

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности:

K_H=K_AK_HVK_HK_H=1,268

Межосевое расстояние:

мм

Принимаем стандартное межосевое расстояние: а_w =200мм.

2.2.5 Модуль передачи

Для расчета минимального значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса: b₂=_baa_w=50 мм.

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки К_А = 1.

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: К_FV=1,03.

Минимальное значение модуля:

;

модуль зубчатых колес выберем m=4

2.2.6 Основные размеры передачи

1. Число зубьев, коэффициент смещения:

Суммарное число зубьев:

Z = 2а_w cos_min /m=100;

г) Число зубьев шестерни и колеса:

Z₁= 17;

Z₂= Z - Z₁ =83.

2. Фактическое передаточное число:

u_Ф= Z₂/ Z₁=4,88

3. Основные геометрические параметры:

1) делительный диаметр шестерни и колеса

d₁ = Z₁ m/cos = 68 мм

d₂ = Z₂ m/cos = 332 мм

3) диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1=d₁+2m=72 мм

d_a2=d₂+2m=76мм

4) диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

d_f1=d₁-2,5*m=58 мм

d_f2=d₂-2,5*m=322 мм

5) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b₂=_ba* =50 мм; b₁=55 мм

2.3 Проверочный расчет передачи

2.3.1 Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения:

Контактная прочность обеспечена, недогрузка составляет 8%, что допускается.

2.3.2 Расчет на прочность при изгибе

Для расчета напряжений изгиба определяем:

1. Окружная сила

Н

Радиальная сила

Н

Осевая сила

Н

2. Коэффициенты формы зуба:

Напряжения изгиба для зубьев колеса и шестерни:

МПа

=*/=369 Мпа

3. Расчет на прочность валов редуктора

3.1.1 Промежуточный вал

Выполняем эскиз промежуточного вала, ориентируясь на типовые конструкции промежуточных валов и прототип проектируемого цилиндрического редуктора.

1. Диаметр вала под колесо

53 мм

а) Диаметр под подшипник: мм

б) Диаметр буртика подшипника: мм

в) Диаметр буртика колеса: мм

г) Для цилиндрической шестерни проверяем условие:=(88…96)

Условие не выполняется, шестерня выполнена заодно с валом.

3.2 Предварительный выбор подшипника

Выбираем роликовый радиальный подшипник для промежуточного вала.

Промежуточный вал	7310	d=50 мм; D=110 мм; В=29 мм; r =3 мм; Сr=100 кН; Соr=75,5 кН; e=0,31; Y=1,94

а) t=4,8 ;

б) переходный участок вала между ступенями ивыполняем с канавкой шириной b=5мм со округлением для выхода шлифовального круга.

в) переходные участки вала между ступенями ивыполняем с гантелью радиусом r=2,5 мм и размером f=3 мм фаски колеса а между ступенями d_бп и d_f1; d_f1 и d_бк с галтелью радиусом закругления R=1,6 мм.Тогда:

г) на участке вала d_k для крепления колеса быстроходной передачи при мелкосерийном производстве выполняем шпоночный паз, размеры которого b=16мм и t₁=6 мм :

Длину шпонки принимаем l_CT=79,5мм

3.3 Определение изгибающих моментов в сечениях вала

Составляем расчетную схему вала в соответствии с рекомендациями:

1) Строим кинематическую схему редуктора.

Выбираем систему координат: XOZ - горизонтальная плоскость, YOZ - вертикальная.

2) Выбираем направление вращения быстроходного вала редуктора по часовой стрелке.

3) Выбираем направление винтовой линии зубьев шестерни левое, чтобы уменьшить суммарную внешнюю осевую силу вала.

4) Определяем силы в зацеплениях:

а) Окружная сила шерстерни и колеса:

;

Радиальные шестерни и осевая сила колеса:

;

в) Осевая сила шестерни и радиальная сила колеса:

;

Для тихоходной было рассчитано выше.

5) Строим схему нагружения валов.

6) Строим расчетную схему промежуточного вала.

7) Определяем линейные расстояния между точками приложения радиальных сил в зацеплениях и реакций в опорах:

а) рассчитываем расстояние до точки приложения радиальной реакции для выбранных шариковых радиальных подшипников:

б) определяем линейные расстояния:

8)Для двух плоскостей XOZ и YOZ строим расчетные схемы вала, где показываем силы, действующие в зацеплениях и реакции в опорах (направление реакций принимаем предварительно).

3.4 Определение реакций в опорах

В горизонтальной плоскости XOZ:

;

;

В горизонтальной плоскости YOZ:

;

;

Н;

;

3.5 Определение изгибающих и крутящих моментов в сечениях вала

Значение моментов определяем для характерных сечений вала.

В горизонтальной плоскости XOZ, относительно оси Y:

Сечение A: ;

Сечение B: ;

Сечение С: Н·мм;

Н· мм;

Сечение Е:

Н·мм;

Сечение Р

В вертикальной плоскости YOZ, относительно оси X:

Сечение A: ;

Сечение B: ;

Сечение С: Н·мм;

Сечение Е:

Сечение Р:

Н·мм

Крутящий момент М_К передается вдоль оси вала, а т.к. редуктор с одним потоком мощности, то величина М_К в разных сечениях постоянна и совпадает со значением вращающегося момента промежуточного вала:

Н·м;

На основании полученных значений изгибающих М_X, М_Y и крутящего М_К моментов строим эпюры. Суммарные изгибающие моменты:

Н·мм;

Н· мм;

3.6 Определение напряжений в опасных сечениях вала

Сечение С-С:

мм³;

мм³

Сечение P-P:

=0.1d³=25004; =0.2d³=0.2*40³=50009мм

Сечение С-С: МПа

Сечение P-P: МПа

Напряжение кручения: амплитуды и среднее напряжение цикла:

Сечение С-С: МПа

Сечение P-P: МПа

3.7 Расчет на сопротивление усталости и статическую прочность

Материал вала-шестерни сталь 40ХН, для которой по табл. 10: у_в=920МПа; у_т=750МПа;

ф_т= 450Мпа; у_-1=420МПа; ш_ф=0,1.

3.7.1 Расчет на сопротивление усталости

Сечение С-С:

= 1,7; = 2,05;=0,7; =0,7;

K_у /=4,5; /=2,7;

=0,83; =0,9;=1

Коэффициенты снижения предела выносливости по изгибу:

Для шпоночной канавки ;

Для посадки с натягом

Для шпоночной канавки:

Для посадки с натягом:

Пределы выносливости в сечении вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения :

;

Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении С-С:

Сопротивление усталости в сечении С-С обеспечено.

Сечение P-P:

; ;

= 2,45; = 2,25 (при r/d = 2/45=0,04);

=0,83 =0,9;=1 (поверхность вала без упрочнения)

Коэффициенты снижения предела выносливости:

;

Пределы выносливости в сечении вала:

Коэффициент влияния асимметрии цикла:

Коэффициенты запаса прочности вала по напряжениям изгиба и кручения :

;

Расчетный коэффициент запаса прочности в сечении P-P:

Сопротивление усталости в сечении Р-Р обеспечено.

3.7.2 Расчет на статическую прочность

Возможную перегрузку в приводе условно принимаем равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя: К_П =2,2 - коэффициент перегрузки.

Сечение С-С:

МПа

МПа;

;

;

Сечение Р-Р:

МПа

МПа;

;

;

Запас статической прочности в сечении Р-Р обеспечен.

4.Расчет на долговечность подшипников промежуточного вала

4.1 Исходные данные

d_п=50мм

а) частота вращения промежуточного вала ;

б) долговечность ;

в) реакции в опорах:

2601Н;

10117 Н;

;

г) сведения о подшипнике 7310:

; ;

Расчетная схема

4.2 Определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок

Для шариковых радиальных подшипников с малым углом контакта б=12⁰.

Находим осевые силы, нагружающие подшипники:

Т. к. S₁ <S₂ и F_A < S₂-S₁, то принимаем F_a1 = S₂ - F_А =1726 H, F_a2 = S₂ =2603 H.

Определяем соотношение

для подшипника 1: ;

для подшипника 2:;

Эквивалентная нагрузка

а) коэффициент вращения: V=1, т.к. вращается вал;

б) коэффициент безопасности:

в) температурный коэффициент: , т.к.

Т. к. Р₂ > Р₁, то подшипник опоры 2 более нагружен.

Приведенная эквивалентная нагрузка:

a₁=1; a₂₃=0,65

Долговечность подшипника:

, поэтому предварительно назначенный подшипник 306 пригоден

5. Литература

1. Ковалев И.М. Кинематический расчет электромеханического привода/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2005. - 28с.

2. Ковалев И.М. Конструирование и расчет на прочность валов редуктора/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004. - 52с.

3. Ковалев И.М. Расчет зубчатых цилиндрических передач на прочность/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 2004. - 36с.

4. Ковалев И.М., Серов Я.А. Методические указания по конструированию и расчету валов на прочность, подбору подшипников качения/ Алт. политехн. ин-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Б. И., 1992. - 41с.

5. Ковалев И.М., Цыбочкин С.Г. Расчет и проектирование передач с гибкой связью. Часть 2. Цепные передачи: Методические указания к курсовому проектированию по прикладной механике, деталям машин и основам конструирования для студентов всех специальностей и форм обучения/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Изд-во АлтГТУ, 1999. - 30с.

6. Ковалев И.М., Янковская Г.С. Детали машин: Справочный материал для расчета и конструирования деталей и узлов машин/ Алт. гос. техн. ун-т им. И.И. Ползунова. - Барнаул: Б.И., 1993. - 70с.

7. Подшипники качения: Справочник-каталог/ Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. - М.: Машиностроение, 1984. - 280с



Размещено на Allbest