Проектування приводу 2 Визначення механічних

[ виправити ] текст може містити помилки, будь ласка перевіряйте перш ніж використовувати.

скачати

Зміст

Завдання для контрольної роботи

1 Визначення потужності на приводному валу

2 Вибір електродвигуна

3 Кінематичний розрахунок приводу

4 Розрахунок параметрів зубчастих коліс

4.1 Визначення механічних властивостей матеріалів

4.2 Розрахунок параметрів передачі

5 Конструювання валів редуктора

5.1 Розрахунок діаметрів валів

5.2 Розрахунок шпонкових з'єднань

5.3 Розрахунок зубчастої муфти

5.4 Розробка креслення валу редуктора

6 Перевірочний розрахунок швидкохідного валу

6.1 Визначення реакцій опор

6.2 Розрахунок статичної міцності вала

6.3 Уточнений розрахунок міцності вала

7 Підбір підшипників кочення

Список використаної літератури

Завдання для контрольної роботи

Провести проектувальний і перевірочний розрахунок деталей механізму приводу на підставі його складального креслення. Зробити вибір електродвигуна, розрахунок з'єднань, муфт та основних деталей редуктор, а також орієнтовного значення коефіцієнта корисної дії. Виконати робоче креслення валу.

Кінематична схема.

Вихідні дані:

Довговічність приводу t Σ, ч: 11600

Потужність тихохідного валу N 2, кВт: 3,3

Частота обертання тихохідного вала n 2, хв -1: 435

Матеріал валу: сталь 45 з термообробкою поліпшенням

1 Визначення потужності на приводному валу

ККД редуктора:

η = η зп · η м · η п 2

η зп = 0,95 ... 0,98; приймаємо η зп = 0,98 - ККД закритою циліндричної передачі;

η м = 0,995 - ККД муфти;

η п = 0,99 - ККД пари підшипників кочення.

η = 0,98 · 0,995 · 0,99 2 = 0,955

Необхідна потужність двигуна:

N 1 = N 2 / η = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.

2 Вибір електродвигуна

Вибираємо електродвигун з запасом потужності: 4А112МВ6 Y 3 з наступними характеристиками:

N дв = 4 кВт; n дв c = 1000 хв -1; d дв = 38 мм; ψ max = 2,2.

Частота обертання двигуна при номінальному навантаженні:

n 1 = n дв = n дв c · (1 - s) = 1000 · (1-0,04) = 960 хв -1, де:

s - коефіцієнт ковзання, приймаємо s = 0,04.

3 Кінематичний розрахунок приводу

Передаточне число редуктора:

u = n 1 / n 2 = 960 / 435 = 2,2

Приймаються найближче стандартне значення (другий ряд): u = 2,24.

Уточнимо частоту обертання тихохідного вала редуктора:

n 2 = n 1 / u = 960 / 2,24 = 429 хв -1

Кутові швидкості обертання валів:

ω 1 = πn 1 / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 с -1;

ω 2 = πn 2 / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 с -1.

Обертаючі моменти на валах:

Т 1 = N 1 / ω 1 = 3,46 · 10 3 / 100,5 = 34,43 Н · м;

T 2 = (N 2 / ω 2) · η = T 1 · u · η = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65 Н · м.

4 Розрахунок параметрів зубчастих коліс

4.1 Визначення механічних властивостей матеріалів

Вибираємо для шестерні сталь 45 з термообробкою поліпшенням НВ 240, а для колеса теж сталь 45 з термообробкою нормалізацією НВ 215.

Приймемо заздалегідь: для шестерні діаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. Тоді:

- Для матеріалу шестерні: межа текучості σ т = 440 МПа, межа міцності σ в = 780 МПа;

- Для матеріалу колеса: межа текучості σ т = 280 МПа, межа міцності σ в = 550 МПа.

За заданою довговічності визначаємо число робочих циклів:

- Шестерні N Ц1 = 60 · 960 · 11 600 = 6,7 · 10 8;

- Колеса N Ц2 = 60 · 429 · 11 600 = 3 · 10 8.

Так як N ц> 7 жовтня приймаємо коефіцієнт довговічності До HL = 1.

Коефіцієнт безпеки приймемо: [n] = 1,15.

При НВ ≤ 350 НВ: σ Н limb = 2 · HB + 70, тоді:

- Для шестірні σ Н limb 1 = 2 · 240 + 70 = 550 МПа

H] 1 = (σ Н limb 1 · До HL) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3 МПа

- Для колеса σ Н limb 2 = 2 · 215 + 70 = 500 МПа

H] 2 = (σ Н limb 2 · До HL) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8 МПа

4.2 Розрахунок параметрів передачі

Введемо коефіцієнт, що враховує динамічність навантаження і нерівномірність зачеплення k H = 1,2.

Коефіцієнт ширини колеса: ψ ba = 0,4.

Міжосьова відстань з умови контактної міцності зубів:

α W = (u + 1) = (2,24 + 1) = 91,3 мм.

Приймаються α W = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α W = 1-2 мм, приймаємо m = 1 мм.

Визначаємо сумарне число зубів шестерні і колеса:

z Σ = 2 α W / m = 2 · 100 / 1 = 200,

а також окремо для швидкохідної щаблі передач:

z 1 = 2 α W / m (u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7; z 1 = 62

Для тихохідної ступені:

z 2 = z 1 u = 61,7 · 2,24 = 138,2; z 2 = 138

Уточнюємо передаточне число:

u = z 2 / z 1 = 138 / 62 = 2,23

Ділильні діаметри:

d 1 = m z 1 = 1 · 62 = 62 мм

d 2 = m z 2 = 1 · 138 = 138 мм

Діаметри вершин зубів:

d a 1 = d 1 + 2 m = 62 + 2 · 1 = 64 мм

d a 2 = d 2 + 2 m = 138 + 2 · 1 = 140 мм

Ширина колеса прямозубой передачі при ψ ba = 0,4:

b 2 = ψ ва · α W = 0,4 · 10 0 = 40 мм

Ширина шестерні:

b 1 = b 2 + 4 = 40 + 4 = 44 мм

Діаметри кола западин:

d f 1 = d 1 - 2,5 m = 62 - 2,5 · 1 = 59,5 мм

d f 2 = d 2 - 2,5 m = 138 - 2,5 · 1 = 135,5 мм

Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Ψ bd = b 1 / d 1 = 44 / 62 = 0,71

5 Конструювання валів редуктора

5.1 Розрахунок діаметрів валів

Діаметр вихідного кінця вала, виходячи з розрахунку на кручення:

d = ,

де [τ] k - допустимі напруження кручення, зумовлені механічними властивостями матеріалу валу.

[Τ] k = 0,1 σ т

Ведучий вал виконаємо за одне ціле з шестірнею. Як матеріали валів візьмемо: сталь 45 з термообробкою поліпшенням.

Тоді для ведучого валу:

[Τ] k = 0,1 σ т = 0,1 · 440 = 44 МПа

d В1 = = 15,8 мм

Оскільки діаметр валу двигуна d дв = 38 мм, то остаточно беремо d В1 = 38 мм. Діаметр валу під підшипники приймаємо 50 мм.

Для веденого вала:

[Τ] k = 0,1 σ т = 0,1 · 440 = 44 МПа

d В2 = = 20,3 мм

Приймаємо: вихідний діаметр Ø25 мм, під підшипники - Ø35 мм, під колесо - Ø45 мм.

5.2 Розрахунок шпонкових з'єднань

Розміри призматичних шпонок вибираємо по діаметру вала:

Ведучий вал:

d В1 = 38 мм, беремо шпонку: 10х8, t 1 = 5 мм.

Ведений вал:

d В2 = 25 мм, беремо шпонку: 8х7, t 1 = 4 мм.

d В2.1 = 45 мм, беремо шпонку: 14х9, t 1 = 5,5 мм.

Довжину призматичної шпонки вибираємо зі стандартного ряду відповідно до розрахунку на зминання по бічних сторонах шпонки:

l р ≥ (2 · Т · 10 3) / (d (h - t 1) · [σ см])

Допустимі напруги зминання:

см] = σ т / [s],

де [s] - допустимий коефіцієнт запасу.

Для шпонок з чістотянутой стали 45Х приймаємо σ т = 400 МПа. Приймаємо: [s] = 2,3

см] = 400 / 2,3 = 173,9 МПа

Ведучий вал:

l р1 = (2 · 34,43 · 10 3) / ( 38 · (8 - 5) · 173,9) = 3,47 мм

l 1 = l р1 + b = 3,47 + 10 = 13,47 мм

Остаточно беремо: l 1 = 20 мм

Ведений вал:

l р2 = (2 · 73,65 · 10 3) / ( 25 · (7 - 4) · 173,9) = 11,3 мм

l 2 = l р2 + b = 11,3 + 8 = 19,3 мм

Остаточно беремо: l 2 = 20 мм

l р3 = (2 · 73,65 · 10 3) / ( 45 · (9 - 5,5) · 173,9) = 5,4 мм

l 3 = l р3 + b = 5,4 + 14 = 19,4 мм

Остаточно беремо: l 3 = 20 мм

Ширина колеса 40 мм - шпонка підходить.

5.3 Розрахунок зубчастої муфти

У приводі будемо використовувати зубчасту муфту. Вибір муфти проводиться залежно від діаметра вала і переданого крутного моменту за критерієм:

Т розр = k · Т дл. ≤ Т табл.

Приймаються k = 1, тоді:

Т розр = Т 1 = 34,43 Н · м

Діаметр муфти:

d М ≥ 10 = 10 = 35 мм

q M = 0,2 - 0,25

k М = 4 - 6 - при твердості 40-50 HRC

Вибираємо зубчасту муфту d М = 60 мм, Т = 4000 Н · м.

5.4 Розробка креслення валу редуктора

Основні розміри валу редуктора були отримані в результаті його проектування. Відсутні розміри визначимо на підставі обраного варіанта виконання.

Вал редуктора спроектований ступінчастим, це дає ряд переваг: зручність зборки; виготовлення деталей, що сполучаються в системі отвору.

Розміри під посадочні місця під сполучаються деталі виберемо по їх відповідним розмірами та умовами сполук.

Для забезпечення можливості виходу шліфувального каменя при обробці

посадкових поверхонь валу введемо канавку.

Для забезпечення вимог взаємозамінності і забезпечення необхідної якості з'єднань проставимо на кресленні допуски на розміри.

Зазначимо шорсткість оброблюваних поверхонь. У технічних вимогах вкажемо термообробку.

6 Перевірочний розрахунок швидкохідного валу

6.1 Визначення реакцій опор

Для перевірочного розрахунку статичної та втомної міцності ступеневої валу складемо його розрахункову схему.

Розрахункова схема вала.

Геометричні параметри валу визначимо на підставі креслення:

а = 75 мм; b = 42 мм; з = 42 мм.

Розглянемо зовнішні сили, навантажувальне швидкохідний вал редуктора.

З боку муфти від електродвигуна на вал діє крутний момент Т 1 і поперечна сила F r; з боку зачеплення окружна сила F T і поперечна R 0:

F T = 2 T 1 / d 1 = 2 · 34,43 · 10 3 / 62 = 1111 Н

R 0 = F T · tgα = 1111 · tg 20 ° = 404 Н

F r = (0,1 - 0,3) F t,

де F t - окружне зусилля, що діє на зуби муфти.

F t = 2 T 1 / d М = 2 · 34,43 · 10 3 / 60 = 1148 Н

Приймаються F r = 344,4 Н

Розглянемо площину YOZ:

Σ М Ау = 0; - R By · (c + b) - R 0 · b + F r · a = 0

R By = (F r · a - R 0 · b) / (c + b) = (344,4 · 75 - 404 · 42) / 84 = 105,6 H

Σ М B у = 0; R Ay · (c + b) + R 0 · c + F r · (a + b + c) = 0

R Ay = (-F r · (a + b + c) - R 0 · c) / (c + b) = (-344,4 · 159 - 404 · 42) / 84 = - 854 H

Перевірка:

Σ F у = 0;-F r - R Ay - R 0 - R By = -344,4 + 854 - 404 - 105,6 = 0

Побудова епюри М у:

Ділянка 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

М у = - F r · z

М в (0) = 0

М у (0,075) = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

Ділянка a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

М у = - F r · z - R Ay · (z - a)

М у (0,075) = - F r · z = -344,4 · 0,075 = -25,8 Н · м

М у (0,117) = -344,4 · 0,117 - (- 854) · (0,117 - 0,075) = -4,4 Н · м

Площина XOZ.

Σ М Ах = 0; - F T · b - R Bx (c + b) = 0

R Bx = - F T · b / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

Σ М Вх = 0; F T · з + R А x (c + b) = 0

R А x = - F T · з / (c + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 Н

Перевірка:

Σ F x = 0; R А x + R Bx + F T = 0

-574 - 574 + 1148 = 0

Побудова епюри М х.

Ділянка 0 ≤ z ≤ a, a = 0,075 м.

М х (0) = 0

М х (0,075) = 0 - на цій ділянці немає згинальних сил.

Ділянка a ≤ z ≤ a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

М х (0,075) = 0

М х (0,117) = R А x · b = 574 · 0,042 = 24,1 Н · м

Результуючі реакції опор.

R A = = = 1029 H

R B = = = 583,6 H

Побудова епюри М z.

T 1 = 34,43 Н · м

Ділянка 0 ≤ z ≤ a + b

M z = - T 1 = -34,43 Н · м

6.2 Розрахунок статичної міцності вала

На підставі епюр можна зробити наступні висновки.

Небезпечними перерізами для розглянутого валу, які необхідно перевірити на міцність, є перерізу: (z = 0), як найменш жорстке при крученні d В1 = 38 мм, а також перетину (z = a) і (z = a + b), де діють найбільші згинальні моменти.

У перетині (z = 0) знаходиться ще й шпонкові паз, ослабляє його жорсткість. Перетин (z = a), де діє згинальний момент:

М а = = = 25,8 Н · м

І крутний момент М z = 34,43 Н · м, знаходиться в складному напруженому стані і при цьому має діаметр, незначно перевищує найменший. У перетині (z = a + b) згинальний момент досягає величини:

М а + b = = = 24,5 Н · м

Розрахуємо найбільші напруження в небезпечних перерізах.

У перетині (z = 0) нормальні напруження від осьових сил і згинальних моментів дорівнюють нулю, дотичні напруги τ max визначаються крутним моментом

М z = 34,43 Н · м і полярним моментом опору перерізу W p циліндричного кінця вала з шпонковим пазом, глибиною t 1 = 5 мм.

W p = - = - = 10052 мм 3

Тоді найбільші дотичні напруги:

τ max = М z / W p = 34,43 / 10052 · 10 -9 = 3,4 МПа,

а умова міцності вала в перетині (z = 0):

τ max = 3,4 МПа ≤ [τ] k = 44 МПа

виконується.

У перетині (z = a) найбільші нормальні напруження визначаються величиною згинального моменту М а = 25,8 Н · м і моментом опору перерізу валу.

W a = = = 12266 мм 3

σ max = М а / W a = 25,8 / 12266 · 10 -9 = 2,1 МПа,

а найбільші дотичні напруження цього перерізу з полярним моментом:

W p = = = 24532 мм 3, дорівнюють:

τ max = М z / W p = 34,43 / 24532 · 10 -9 = 1,4 МПа

В якості допустимих напружень на вигин приймемо:

[Σ] = 0,8 · σ T = 0,8 · 440 = 352 МПа

При цьому умова статичної міцності по приведених напруженнях виконується.

σ пр = = = 3,2 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,

У перетині (z = a + b) розрахуємо аналогічно, з урахуванням того, що найбільші нормальні напруження визначаються величиною згинального моменту

М а + b = 24,5 Н · м і моментом опору перерізу вала (з діаметром шестерні по западинах):

W a = = = 20670 мм 3

σ max = М а + b / W a = 24,5 / 20670 · 10 -9 = 1,2 МПа

W p = = = 41340 мм 3

τ max = М z / W p = 34,43 / 41340 · 10 -9 = 0,8 МПа

Умова статичної міцності по приведених напруженнях виконується.

σ пр = = = 1,8 МПа ≤ [σ] = 352 МПа,

6.3 Уточнений розрахунок міцності вала

Визначимо втомні характеристики матеріалу валу - шестерні, виготовленої із сталі 45 з поліпшенням т = 440 МПа, σ в = 780 МПа). При симетричному циклі (R = -1) маємо:

σ -1 = 0,43 · σ в = 0,43 · 780 = 335,4 МПа

τ 1 = 0,6 · σ -1 = 0,6 · 335,4 = 201,2 МПа

При пульсаційному циклі (R = 0) маємо:

σ 0 = 1,6 · σ -1 = 1,6 · 335,4 = 536,6 МПа

τ 0 = 1,6 · τ 1 = 1,6 · 201,2 = 321,9 МПа

Розрахуємо коефіцієнти, що відображають співвідношення меж витривалості при симетричному і пульсуючому циклах відповідно вигину і кручення:

ψ σ = (2 · σ -1 - σ 0) / σ 0 = (2 · 335,4 - 536,6) / 536,6 = 0,25

ψ τ = (2 · τ -1 - τ 0) / τ 0 = (2 · 201,2 - 321,9) / 321,9 = 0,25

З графіка [3] визначимо коефіцієнти впливу абсолютних розмірів:

- В перетині (z = 0) при d в1 = 38 мм отримаємо ε σ = ε τ = 0,82

- В перетині (z = а) при d п1 = 50 мм отримаємо ε σ = ε τ = 0,77.

Задамо коефіцієнти шорсткості [3] в залежності від шорсткості поверхні Ra:

- В перетині (z = 0) при Ra = 1,25 отримаємо k σ n = k τ n = 1,1

- В перетині (z = а) при Ra = 2,5 отримаємо k σ n = k τ n = 1,2.

Ефективні коефіцієнти концентрації напружень визначимо з графіка [1]:

- В перетині (z = 0) для концентратора у вигляді шпоночно паза маємо ефективні коефіцієнти концентрації при вигині і кручення відповідно

k σ = 2,3 і k τ = 2,1.

- В перетині (z = а) для концентратора у вигляді посадки з гарантованим натягом підшипника на вал маємо:

k σ / ε σ = 3,9; k τ / ε τ = 1 + 0,6 (k σ / ε σ - 1) = 1 + 0,6 · 2,9 = 2,74

Приймемо коефіцієнт зміцнення в розрахункових перерізах рівним k у = 1, оскільки поверхня валу не зміцнюється. Розрахуємо коефіцієнти переходу:

- Для перетину (z = 0):

k σ D = (k σ / ε σ + k σ n - 1) / k у = (2,3 / 0,82 + 1,1 - 1) / 1 = 2,9

k τ D = (k τ / ε τ + k τ n - 1) / k у = (2,1 / 0,82 + 1,1 - 1) / 1 = 2,66

- Для перетину (z = a):

k σ D = (k σ / ε σ + k σ n - 1) / k у = (3,9 + 1,2 - 1) / 1 = 4,1

k τ D = (k τ / ε τ + k τ n - 1) / k у = (2,74 + 1,2 - 1) / 1 = 2,94

Визначимо коефіцієнти довговічності k З σ і k З τ [3]. Для цього розрахуємо еквівалентне число циклів при найбільшому значенні показника ступеня m = 9:

N Σ = 60 · n 1 · t Σ · = 60 · 960 · 11600 · (1 9 · 0,1 + 0,8 9 · 0,25 + + 0,6 9 · 0,65) = 5,3 · 10 6

Коефіцієнт довговічності: k З σ = = 0,96 <1, отже,

k З σ = k З τ = 1.

Оскільки вал не відчуває осьового навантаження, то будемо вважати, що нормальні напруги, що у поперечному перерізі вала, змінюються по симетричному циклу, тобто σ m = 0, амплітуда циклу нормальних напружень дорівнює найбільшому номінальній напрузі вигину, відповідно: для перетину ( z = 0), σ a = 0 МПа; для перетину (z = a), σ a = σ max = 2,1 МПа

Виходячи з несприятливих умов приймемо, що напруги кручення змінюються за нульовим (пульсуючому) циклу, тоді:

- Для перетину (z = 0) τ а = τ m = τ max / 2 = 3,4 / 2 = 1,7 МПа;

- Для перетину (z = a) τ а = τ m = τ max / 2 = 1,4 / 2 = 0,7 МПа.

Тоді коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням для перерізу

(Z = 0):

n τ = τ -1 / ((k τ D / k З τ) · τ а + ψ τ · τ m ) = 201,2 / (2,66 · 1,7 + 0,25 · 1,7) = 40,7

Для перетину (z = a) коефіцієнт запасу міцності визначимо по нормальних і дотичних напруженнях відповідно:

n σ = σ -1 / ((k σ D / k З σ) · σ a + ψ σ · σ m) = 335,4 / (4,1 · 2,1) = 39

n τ = τ -1 / ((k τ D / k З τ) · τ а + ψ τ · τ m ) = 201,2 / (2,94 · 0,7 + 0,25 · 0,7) = 90,1

Остаточно отримаємо для перетину (z = a):

n = (n σ · n τ) / = (39 · 90,1) / = 35,8

Оскільки допустимі значення коефіцієнта запасу приймають [n] = 1,5 - 2, то умова достатньої міцності n ≥ [n] виконується.

7 Підбір підшипників кочення

Визначимо ресурс:

Тихохідний вал:

L = (t Σ · 60 · n) / 10 6 = (11600 · 60 · 435) / 10 6 = 302,8 млн. об.

Швидкохідний вал:

L = (t Σ · 60 · n) / 10 6 = (11600 · 60 · 960) / 10 6 = 668,2 млн. об.

Підрахуємо еквівалентні навантаження:

Р = V · R p · К б · К т

V = 1 - обертається внутрішнє кільце;

К = 1,3 - 1,5 - коефіцієнт безпеки;

До т = 1 - температурний коефіцієнт;

R p - сили виникають у підшипнику.

Для швидкохідного валу:

Р = 1 · 1029 · 1,5 · 1 = 1 544 Н

Для тихохідного вала:

Р = 1 · 574 · 1,5 · 1 = 861 Н

Динамічна вантажопідйомність:

С = Р , Де:

а 1 = 1 - коефіцієнт надійності,

а 2 = 0,7 - 0,8 - узагальнений коефіцієнт.

Для швидкохідного валу:

С = 1544 = 1551 Н

Для тихохідного вала:

З = 861 = 867 Н

Для швидкохідного валу: d п1 = 50 мм, С = 1551 Н, беремо підшипник середньої серії № 310 (С = 61800 Н). [2]

Для тихохідного вала: d п1 = 35 мм, С = 867 Н, беремо підшипник легкої серії № 207 (С = 25500 Н). [2]

Список використаної літератури

  1. Курсове проектування деталей машин. / За заг. ред. В. Н. Кудрявцева. - Л.: Машинобудування, 1984. - 400с.

  2. Ануров В. І. Довідник конструктора - машинобудівника. М.: Машинобудування. 1979. Т. 1-3.

  3. Кудрявцев В. Н. Деталі машин. Л.: Машинобудування, 1980. 464 с.

  4. Гжіров Р. І. Короткий довідник конструктора. - Л.: Машинобудування. 1983. - 464 с.

Додати в блог або на сайт

Цей текст може містити помилки.

Виробництво і технології | Контрольна робота
93.5кб. | скачати


Схожі роботи:
Розрахунок і проектування приводу стрічкового конвеєра Визначення потужності
Проектування механічних передач
Проектування будівлі блоку ремонтно механічних майстерень
Проектування будівлі блоку ремонтно-механічних майстерень
Проектування приводу
Розрахунок і проектування приводу
Проектування приводу до шнеку
Проектування приводу до конвеєра
Кінематичний розрахунок приводу Визначення кінематичних
© Усі права захищені
написати до нас