Проектирование привода

Оглавление

Заданиедля контрольной работы

1 Определение мощности на приводном валу

2 Выбор электродвигателя

3 Кинематический расчет привода

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1 Определение механических свойств материалов

4.2 Расчет параметров передачи

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

5.2 Расчет шпоночных соединений <

p>5.3 Расчет зубчатой муфты

5.4 Разработка чертежа вала редуктора

6 Проверочный расчет быстроходного вала

6.1 Определение реакций опор

6.2 Расчет статической прочности вала

6.3 Уточненный расчет прочности вала

7 Подбор подшипников качения

Список использованной литературы

Задание для контрольной работы

Провести проектировочный и проверочный расчет деталей механизма привода на основании его сборочного чертежа. Произвести выбор электродвигателя, расчет соединений, муфт и основных деталей редуктор, а также ориентировочного значения коэффициента полезного действия. Выполнить рабочий чертеж вала.

Кинематическая схема.

Исходные данные:

Долговечность привода tΣ, ч: 11600

Мощность тихоходного вала N2, кВт: 3,3

Частота вращения тихоходного вала n2, мин-1: 435

Материал вала: сталь 45 с термообработкой улучшением

1 Определение мощности на приводном валу

КПД редуктора:

η = ηзп · ηм · ηп2

ηзп = 0,95…0,98; принимаем ηзп = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηм = 0,995 – КПД муфты;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

η = 0,98 · 0,995 · 0,992 = 0,955

Требуемая мощность двигателя:

N1 = N2/ η = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.

2 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: 4А112МВ6Y3 со следующими характеристиками:

Nдв = 4 кВт; nдвc = 1000 мин-1; dдв = 38 мм; ψmax = 2,2.

Частота вращения двигателя при номинальной нагрузке:

n1 = nдв = nдвc · (1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 мин-1, где:

s – коэффициент скольжения, принимаем s = 0,04.

3 Кинематический расчет привода

Передаточное число редуктора:

u = n1 / n2 = 960 / 435 = 2,2

Принимаем ближайшее стандартное значение (второй ряд): u = 2,24.

Уточним частоту вращения тихоходного вала редуктора:

n2 = n1 / u = 960 / 2,24 = 429 мин-1

Угловые скорости вращения валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 с-1;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 с-1.

Вращающие моменты на валах:

Т1 = N1 / ω 1 = 3,46 · 103 / 100,5 = 34,43 Н·м;

T2 = (N2 / ω 2) · η = T1 · u · η = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65 Н·м.

4 Расчет параметров зубчатых колес

4.1Определение механических свойств материалов

Выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой улучшением НВ 240, а для колеса тоже сталь 45 с термообработкой нормализацией НВ 215.

Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. Тогда:

- для материала шестерни: предел текучести σт = 440 МПа, предел прочности σв = 780 МПа;

- для материала колеса: предел текучести σт = 280 МПа, предел прочности σв = 550 МПа.

По заданной долговечности определяем число рабочих циклов:

- шестерни Nц1 = 60 · 960 · 11600 = 6,7 · 108;

- колеса Nц2 = 60 · 429 · 11600 = 3 · 108.

Так как Nц > 107 принимаем коэффициент долговечности КHL = 1.

Коэффициент безопасности примем: [n] = 1,15.

При НВ ≤ 350 НВ: σНlimb = 2 · HB + 70, тогда:

- для шестерни σНlimb1 = 2 · 240 + 70 = 550 МПа

[σH]1 = (σНlimb1 · КHL) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3 МПа

- для колеса σНlimb2 = 2 · 215 + 70 = 500 МПа

[σH]2 = (σНlimb2 · КHL) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8 МПа

4.2 Расчет параметров передачи

Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH = 1,2.

Коэффициент ширины колеса: ψba = 0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

αW = (u + 1) = (2,24 + 1) = 91,3 мм.

Принимаем αW = 100 мм.

m = (0,01-0,02) αW = 1-2 мм, принимаем m = 1 мм.

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

zΣ = 2 αW / m = 2 · 100 / 1 = 200,

а также отдельно для быстроходной ступени передач:

z1 = 2 αW / m(u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7; z1 = 62

Для тихоходной ступени:

z2 = z1u = 61,7 · 2,24= 138,2; z2 = 138

Уточняем передаточное число:

u = z2 / z1 = 138 / 62 = 2,23

Делительные диаметры:

d1 = m z1 = 1 · 62 = 62 мм

d2 = m z2 = 1 · 138= 138 мм

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1 + 2m = 62 + 2 · 1 = 64 мм

da2 = d2 + 2m = 138 + 2 · 1 = 140 мм

Ширина колеса прямозубой передачи при ψba = 0,4:

b2 = ψва · αW = 0,4 · 100 = 40 мм

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 4 = 40 + 4 = 44 мм

Диаметры окружности впадин:

df1 = d1 – 2,5m = 62 – 2,5 · 1 = 59,5 мм

df2 = d2 – 2,5m = 138– 2,5 · 1 = 135,5 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ψbd = b1 /d1 = 44 /62 = 0,71

5 Конструирование валов редуктора

5.1 Расчет диаметров валов

Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:

d = ,

где [τ]k – допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала.

[τ]k = 0,1σт

Ведущий вал выполним за одно целое с шестерней. В качестве материалов валов возьмем: сталь 45 с термообработкой улучшением.

Тогда для ведущего вала:

[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа

dВ1 = = 15,8 мм

Так как диаметр вала двигателя dдв = 38 мм, то окончательно берем dВ1 = 38 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем 50 мм.

Для ведомого вала:

[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа

dВ2 = = 20,3 мм

Принимаем: выходной диаметр Ø25 мм, под подшипники – Ø35 мм, под колесо - Ø45 мм.

5.2 Расчет шпоночных соединений

Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала:

Ведущий вал:

dВ1 = 38 мм, берем шпонку: 10х8, t1 = 5 мм.

Ведомый вал:

dВ2 = 25 мм, берем шпонку: 8х7, t1 = 4 мм.

dВ2.1 = 45 мм, берем шпонку: 14х9, t1 = 5,5 мм.

Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствии с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки:

lр ≥ (2 · Т · 103)/( d(h – t1) · [σсм])

Допускаемые напряжения смятия:

[σсм] = σт / [s],

где [s] – допускаемый коэффициент запаса.

 Скачать реферат