Расчет силовых и кинематических характеристик привода

 

Оглавление

Введение 2

Задание на проектирование 3

Таблица 1. Исходные данные. 4

1. Расчет силовых и кинематических характеристик привода 4

1.1. Определение общего КПД привода. 4

1.2. Определение мощности на приводном валу 4

1.3. Выбор электродвигателя 5

1.4. Определение общего передаточного числа привода. Определение вращающих моментов на валах редуктора и их частот вращения. 6

Таблица 2. Необходимые параметры для расчета редуктора. 7

2. Расчет параметров зубчатых колес 7

2.1. Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев. 7

2.2. Определение допускаемых контактных напряжений 8

3. Расчет зубчатой передачи 9

Рис. Параметры зубчатого зацепления 9

Таблица 3.  Основные параметры зубчатой передачи. 11

4. Разработка эскизной компоновки 11

5. Расчет шпоночных соединений 15

5.1. Расчет шпоночного соединения  вала с колесом. 15

5.2. Расчет шпоночного соединения входного вала с муфтой. 16

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 17

Эскизная компоновка. 18

Введение

 

Рассматриваемый механический привод состоит из электродвигателя, соединительной муфты, цилиндрического одноступенчатого редуктора

Проектируемый горизонтальный одноступенчатый  редуктор с косозубыми цилиндрическими  колесами предназначен для передачи вращающего момента между двумя  параллельными осями. Редуктор состоит  из зубчатой передачи, смонтированной на валах с подшипниками качения  в литом чугунном корпусе. Корпус редуктора состоит из картера  и крышки, скрепленных болтами. Разъем корпуса – горизонтальный, проходит по осям валов. В месте соединения поверхности картера и крышки пришабрены, при окончательной сборке покрыты герметиком. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя штифтами, расположенными по диагонали.

Шестерня проектируется заодно с ведушим валом (вал-шестерня). Колесо насажено на ведомый вал по посадке H7/r6, вращающий момент передается призматической шпонкой. Смещение колеса ограничивает с одной стороны буртик ведомого вала, а с другой – распорная втулка, внутреннее кольцо подшипника и наружное кольцо подшипника, которое упирается в крышку подшипника.

Ведущий и ведомый валы редуктора  установлены на радиальных шариковых  подшипниках. Подшипники регулируются подбором металлических прокладок, устанавливаемых между уплотнительными  прокладками со стороны глухих привертных крышек.

Смазка передачи и подшипников  осуществляется разбрызгиванием жидкого  масла, заливаемого через смотровое  отверстие в крышке корпуса. Уровень  масла проверяют жезловым маслоуказателем. Отработанное масло сливают через отверстие, расположенное в нижней части корпуса, которое закрывается резьбовой пробкой.

Верхняя смотровая крышка редуктора  снабжена ручкой-отдушиной, отверстие  в которой соединяет закрытую полость редуктора с атмосферой. Для подъема и транспортировки  редуктора в крышке корпуса выполнены  проушины с отверстиями для троса. Для облегчения разъединения крышки с корпусом во фланцах крышки  предусмотрены резьбовые отверстия  для отжимных винтов.

Задание на проектирование

В курсовой работе провести проектировочный и проверочный расчет деталей механизма привода. Производят выбор электродвигателя, расчет соединений, муфт и основных деталей редуктора (рис.), а также ориентировочного значения коэффициента полезного действия (к. п. д.). В графической части работы приводятся эскизы.

 

Таблица 1. Исходные данные.

№ вар.	Мощность  N2, кВт	Частота вращения n2, об/мин.	Долговечность, час.	Материал быстроходного вала	Твердость НВ (HRC)
12	20	400	15000	40Х  "Н"	225

1. Расчет силовых и кинематических характеристик привода

1.1. Определение общего КПД привода.

 

Общий КПД привода равен произведению КПД его элементов 

, (1)

где  – КПД муфты, – КПД редуктора,

     

КПД редуктора  определяется по зависимости

, (2)

где    – КПД зубчатой пары,

         – КПД пары подшипников качения,

           k – число внешних зацеплений, k = 1,

          m – число валов редуктора, m =2.

Принимая значения КПД  , , по формуле (2) определяем КПД редуктора

.

Принимая значения КПД  , по формуле (1) находим значение общего КПД привода

.

2. Определение мощности на приводном валу

 

Привод состоит  из редуктора и электродвигателя, соединенных посредством зубчатой муфты. Соединение муфты с валом электродвигателя и быстроходным валом редуктора производится посредством призматических шпонок. Выходной (тихоходный) вал редуктора также имеет шпоночный паз для соединения с последующими ступенями машины и обеспечивающий передачу выходного крутящего момента .

 

 

Изобразим расчетную кинематическую схему привода.

 

Требуемая мощность двигателя  определяется по формуле

,

где -мощность на приводном (тихоходном) валу; - общий к. п. д. привода.

 

Требуемая мощность двигателя:

.

1.3. Выбор электродвигателя

 

В общем  машиностроении широкое распространение  получили асинхронные двигатели  трехфазного тока с короткозамкнутым ротором.

Асинхронные двигатели имеют ²жесткую² механическую характеристику. При этом значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора. Практически принимаем, что в рабочем диапазоне нагрузок (исключая период пуска) частота вращения ротора = const, тогда частота вращения двигателя связана с частотой вращения рабочего органа. Выбор двигателя производят из каталога по номинальной мощности , при условии, что

.

Для рассматриваемого примера определим  из таблицы 3, электродвигатель 4А180S4Y3 со следующими характеристиками: синхронная частота вращения диаметр вала ротора кратность максимального момента .

Частота вращения ротора двигателя  при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле:

,

где s  - коэффициент скольжения, изменяющийся в пределах 0,04 – 0,06, принимаем равным 0,04.

1.4. Определение общего передаточного числа привода. Определение вращающих моментов на валах редуктора и их частот вращения.

 

Определим передаточное число редуктора  по отношению частот вращения входного и выходного валов

.

Полученное значение лежит в  рекомендованных для одноступенчатых  передач пределах (1,6 – 8). По таблице принимаем ближайшее стандартное значение по СТ СЭВ 229-75 (второй ряд) u=3,55 и уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора

.

При этом угловые скорости вращения валов  рассчитаем по формулам:

; 

Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом к. п. д.) соответственно:

; .

 

Таблица 2. Необходимые  параметры для расчета редуктора.

№ п/п	Наименование параметра	Обозначение	Размерность	Значение
1	Передаточное число		–	3,55
2	Частота вращения ведущего вала			1440
3	Частота вращения ведомого вала			406
4	Вращающий момент на ведущем  валу			144,26
5	Вращающий момент на ведомом  валу			471,15

 

 

2. Расчет параметров зубчатых колес

 

Основной причиной выхода из строя  зубчатых колес является повреждение  активных поверхностей зубьев в результате развития усталостного выкрашивания. В расчетах прочности вводят ограничения по контактным напряжениям, допустимые величины которых определяются на основании механических свойств материалов зубчатых колес.

2.1. Выбор материала зубчатых колес, термообработки и твердости рабочих поверхностей зубьев.

 

Традиционными материалами, применяемыми для изготовления зубчатых колес  являются конструкционные углеродистые и легированные стали. В технологическом процессе изготовления зубчатых колес и валов предполагается термическая обработка заготовок, которая изменяет механические свойства их материалов, в частности, твердости поверхности НВ или HRC. Так при нормализации ("Н") или улучшении ("У") твердость заготовки не превышает НВ 350, а при закалке "З" и цементации "Ц" или азотировании поверхности достигается большая твердость НВ> 350 (HRC 56 –63). При твердости НВ<350 с целью улучшения условий контактной прочности принимают материал для шестерни (меньшего по диаметру колеса) на 10 –30 единиц выше, чем для колеса.

В процессе термической обработки  механические свойства материалов, как  правило, неравномерны по толщине заготовки  и по этой причине для детали в  целом они определяются диаметром  ее заготовки.

По марке материала шестерни, приведенной в задании, выбираем для шестерни конструкционную легированную хромистую сталь 40 с термообработкой нормализацией НВ 225, а для колеса ту же сталь 40 НВ 205.

Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. При этом на основании таблицы 5 имеем:

        -для материала шестерни: предел текучести =440 МПа, предел прочности =690 МПа;

         -для материала колеса: предел текучести =490 МПа, предел прочности   =760 МПа.

2.2. Определение допускаемых контактных  напряжений

 

Рассчитаем  допускаемые контактные напряжения для материала шестерни и колеса. Для чего по заданной долговечности t=15000 час. (см. табл. 1) определяем число рабочих циклов:

-шестерни  ;

-колеса  .

При принимаем коэффициент долговечности =1, в противном случае его определяют по следующей формуле:

.

Коэффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при закалке принимают =1,1 – 1,2, а при поверхностном упрочнении (например, при цементации) =1,2 – 1,3.

Примем  =1,15.

Допускаемые контактные напряжения для материалов зубчатой передачи определяются по формуле

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

 

По таблице принимаем при НВ£350 НВ   = 2 НВ +70, тогда:

-для шестерни  = 520 МПа;

452,2 МПа;

-для колеса  = 480 МПа.

417,4 МПа;

3. Расчет зубчатой  передачи

Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца: числом зубьев z, модулем m, коэффициентом смещения x в соответствии с ГОСТ 13755 –81 (СТ СЭВ 308-76).

Введем коэффициент, учитывающий  динамичность нагрузки и неравномерность  зацепления и определим межосевое расстояние (см. рис. 7) из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса =0,4 (рекомендовано в пределах 0,125 – 0,4) по следующей формуле:

Рис. Параметры зубчатого  зацепления

 

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75. Принимаем:

=180 мм.

Приближенно оцениваем модуль зацепления

и выбираем по таблице:

.

Определяем суммарное число  зубьев шестерни и колеса

,

а также отдельно для быстроходной ступени передач

(с учетом округления  ) и тихоходной ступени

(с учетом округления  ). После чего уточняем передаточное число, изменившееся из-за округлений числа зубьев до целых значений:

.

 

 

Основные размеры шестерни и  колеса вычислим с учетом следующих  соотношений:

-делительные диаметры:

;

;

-диаметры вершин зубьев:

;

;

-ширина колеса прямозубой передачи  при  =0,4

;

-ширина шестерни

,

где 4 мм задано превышение ширины шестерни над колесом;

-диаметры окружностей впадин:

;

;

-коэффициент ширины шестерни  по диаметру