Спроектировать одноступенчатый зубчатый редуктор и цепную передачу привода машины. проект1. 1 Кинематический и энергетический расчет привода 7 1 Выбор электродвигателя 7

• Название: 1 Кинематический и энергетический расчет привода 7 1 Выбор электродвигателя 7
• Анкор: Спроектировать одноступенчатый зубчатый редуктор и цепную передачу привода машины
• Дата: 13.12.2021
• Размер: 0.63 Mb.
• Имя файла: проект1.docx
• Тип: Реферат; #301571
• страница: 2 из 3

Общий КПД привода

0,97  0,92  0,98  0,99 = 0,87,

где  – КПД пары зубчатых колес,   = 0,97 [1, табл.1.1];

– КПД цепной передачи, = 0,92 [1, табл.1.1];

– КПД муфты, = 0,98 [1, табл.1.1];

– КПД пары подшипников качения,   = 0,99 [1, табл.1.1].

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

Предварительное передаточное число привода:

u' = (3…6)·(2…6) = 6…36

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:





Предварительно назначаем рекомендуемые передаточные числа цилиндрической передачи u_ред = 5, передаточное число цепной передачи u_цеп = 2 ([1], табл.9.2).

u = 2·5 = 10

n_дв = 100 · 10 = 1000 об/мин.

Принимаем электродвигатель марки 4А132M4У32,8 [1, табл.18.1], Р= 11 кВт; n= 1500 мин^-1 и с асинхронной частотой вращения n = 1410 мин-1, диаметр выходного конца вала d_дв = 38 мм, длина выходного конца вала l_дв = 80 мм [1, табл.18.2].
Общее передаточное число привода равно:



Передаточное отношение цепной передачи:




1.2 Мощности на валах

Мощности

на валу электродвигателя ,

на входном валу редуктора ,

на выходном валу редуктора кВт,

на приводном валу кВт.

1.4 Частота вращения валов

Частота вращения

вала электродвигателя мин^–1,

входного вала редуктора мин^–1,

выходного вала редуктора мин^–1,

вала конвейера мин^–1.

1.5 Угловые скорости вращения
,

вал электродвигателя ,

входной вал редуктора ,

выходной вал редуктора ,

рабочий вал

1.6 Вращающие моменты на валах редуктора.

Вращающий момент на валу электродвигателя:

,

Н·м

Вращающие моменты на валах:

Н·м

Н·м

Н·м

Н·м
Таблица 1

Вал	P, кВт	n, мин–1	T, Н·м	u	
I	10,3	1410	69,7	5 2,82	0,97 0,96 0,92
II	10	1410	67,6
III	9,6	282	324,6
IV	8,7	100	833,7

2. Расчет передач

2.1 Расчет цилиндрической передачи

2.1.1 Исходные данные

Мощность на ведущем валу Р₁ = 10,3 кВт,

частота вращения ведущего вала n₁ = 1410 мин ^–1,

передаточное отношение u = 5.

Вращающие моменты

на шестерне T₁ = 69,7 Нм,

на колесе Т₂ = Т₃ = 324,6 Нм.
2.1.2 Выбор материала

Выбор материалов шестерни и колеса ([1], табл. 10.2):

для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, термообработка:

для шестерни – улучшение до твердости 260…280 HB:

твердость шестерни HB₁ = 270HB

предел прочности _B1 = 950 МПа,

предел текучести _T1 = 700 МПа,
для колеса– улучшение до твердости 230…260 HB:

твердость колеса HB₂ = 235HB

предел прочности _B2 = 850 МПа,

предел текучести _T2 = 550 МПа.

2.1.3 Определение допускаемых напряжений

2.1.3.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Предел контактной выносливости ([1], табл. 10.3):

шестерни

,

МПа,

колеса

,

МПа,

Коэффициент безопасности ([1], табл. 10.3):

.

Коэффициент долговечности при длительной эксплуатации редуктора принимаем

([1], табл. 10.3).

Допускаемые контактные напряжения:



для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для прямозубых колес

[

Принимаем Мпа
2.1.3.2 Определение допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба:

,

где σ₀ − предел выносливости при нулевом цикле для нереверсивной передачи, σ₀ = 800 МПа ([4], табл. 15.2.1);

S_F − коэффициент безопасности, S_F =1,7([1], табл. 10.4);

− эффективный коэффициент концентрации напряжений, K_σ = 1,6 ([2], табл. 4.9);

МПа.

2.1.4 Проектный расчет передачи

Коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния (симметричное расположение относительно опор, HB₁ < 350HB, HB₂ < 350HB).

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки принимаем ([1], табл. 10.5).

Межосевое расстояние:

,

где − коэффициент для прямозубых передач,

мм.

По ГОСТ 2185-66 принимаем a_w= 160 мм.

Ориентировочно определяем значение модуля:



По ГОСТ 9563−80 принимаем стандартный нормальный модуль m = 2 мм.
Суммарное число зубьев:



.

Число зубьев шестерни:





Число зубьев колеса:





Делительные диаметры:



шестерни

мм,

колеса

мм.

Проверка межосевого расстояния:





Диаметр вершин:



шестерни

мм,

колеса

мм

Диаметр впадин:

,

шестерни

мм.

колеса

мм.

Ширина колеса:



мм.

Ширина шестерни:



2.1.4 Проверка контактной прочности

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:





Окружная скорость:



м/с.

Степень точности 8, ([1], табл. 10.7).

Коэффициент расчетной нагрузки:

,

где K_H – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при степени точности 8 и V = 4 м/c принимаем ([1], табл.10.11);

K_Hβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­груз­­ки по ширине зуба, при и симметричном расположении колес относительно опор принимаем ([1], табл.10.9);

K_HV– коэффициент динамической нагрузки при V = 4 м/c принимаем K_HV = 1,16 ([1], стр. 10.10)
.

Контактные напряжения:



Мпа

Так как _H= 467,7 МПа < _H = 491 МПа, следовательно, контактная прочность достаточна.

2.1.5 Силы, действующие в зацеплении

Окружная сила:





Радиальная сила:





2.1.6 Проверка прочности при изгибе

Условие прочности при проверке на выносливость по напряжениям изгиба:

,

где Y_F − коэффициент, учитывающий повышение изгибной прочности, зависящий от числа зубьев

Коэффициент формы зуба ([1], табл. 10.8):

Y_F 1 = 3,8;

Y_F 2 = 3,6

Отношение





Расчет выполняем по шестерне.

Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев при изгибе для прямозубых передач ,

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении в зоне резонанса K_FV = 1,39 ([1], табл.10.10).

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки ([1], табл.10.9).

Коэффициент расчетной нагрузки:





Напряжения изгиба:



Так как < _F = 294 МПа, следовательно, выносливость при изгибе обеспечена.


2.2 Расчет цепной передачи

Исходные данные:

мощность на входном валу T = T₃ = 324,6 кН,

частота вращения входного вала n₁ = 282 мин ^–1,

передаточное отношение u= 2,82

2.2.1 Выбор цепи

Назначаем число зубьев ведущей звездочки z₁=25 ([1], табл.13.8)

число зубьев ведомой звездочки

z₂ = z₁·u

z₂ = 25·2,82 .

Коэффициент эксплуатации:



где K_д  1– коэффициент динамической нагрузки (нагрузка близкая к равномерной, ([1], табл.13.4);

K_а = 1 – коэффициент влияния длины цепи, ([1], табл.13.4);

K_н = 1– коэффициент наклона цепи к горизонту (до 60⁰), ([1], табл.13.4);

K_рег = 1,25 – коэффициент способа регулировки натяжения цепи (нерегулируемое), ([1], стр.46);

K_см =1,5 – коэффициент смазки (нерегулярное), ([1], табл.13.4);

K_реж =1 – коэффициент режима или продолжительности работы в течение суток ([1], стр.46);

− коэффициент, учитывающий влияние температуры окружающей среды, =1 ([1], табл. 13.4);



При частоте вращения ведущей звездочки n₁ = 282 мин ^–1 среднее допускаемое давление в шарнирах [p₀] = 20 МПа ([2], табл.9.1).

Шаг однорядной цепи:





По ГОСТ 13568–­75 назначаем роликовую однорядную цепь ПР-31,75-88,5 с шагом t = 31,75 мм, имеющую разрушающую нагрузку Q = 88,5 кН, массу 3,8 кг/м, площадь А_оп = 262,2 мм² ([1], табл.13.1).

2.2.2 Определение геометрических параметров передачи

Скорость цепи:





Назначаем межосевое расстояние:

a = (30…50)t = 40t

a = 40·31,75 = 1270 мм.

Число звеньев цепи (длина цепи в шагах):





Округляем до целого числа L_p = 140.

Уточненное межосевое расстояние:





Так как передача лучше работает при небольшом провисании холостой ветви цепи рекомендуют уменьшать межосевое расстояние на мм. Окончательно назначаем a=1447 мм.

Диаметры звездочек:





Диаметры окружностей выступов звездочек:







Радиус впадин:



Где d₁ ­­­− диаметр ролика цепи, d₁ = 19,05 ([1], табл.13.1).

Диаметры окружностей впадин звездочек:



мм,

мм.

Радиус закруглений зуба:





Ширина зуба:



B_вн –b₃ ([1], табл.13.1).

Диаметр обода:







Углы:

половина угла зуба γ = 17⁰ – 64⁰/z

γ = 17⁰ – 64⁰/25=14,4⁰ ([1], табл.13.8).
половина угла впадины α = 55⁰ – 60⁰/ z

α = 55⁰ – 60⁰/25=52,6⁰ ([1], табл.13.8).

- сопряжения β = 18⁰ – 56⁰/ z

β = 18⁰ – 56⁰/ 25=15,5⁰ ([1], табл.13.8).
Размеры звездочек:

диаметр ступицы ведущей звездочки d_cm1 = 1,6d_в = 1,6·46 = 73,6 мм;

длина ступицы l_cm1 = (1,2…1,6)d_в = 1,3·46 = 59,8 мм;

толщина диска c = 0,93B_вн = 0,93·19,05 = 17,7 мм.

2.2.3 Определение сил в цепной передаче

Окружная сила:





Натяжение от центробежных сил:

F_v = q·V²,

где q– масса единицы длины цепи по каталогу, q= 3,8 кг/м (ГОСТ 13568–­75).

F_v = 3,8·3,7² = 52 H.

Сила предварительного натяжения от массы цепи:



где K_f – коэффициент провисания, при горизонтальном положении K_f = 6,

a – длина свободной ветки цепи, приближенно равная межосевому расстоянию.



Сила давления цепи на опоры:



2.2.4 Проверка отсутствия резонанса

Критическая частота вращения:





где F₁ – натяжение ведущей ветви, F₁  F_t.

Если n_1k1, резонанс отсутствует.

2.2.5 Определение числа ударов цепи

Число ударов цепи в секунду:





Так как W = 3,35 ≤ [W] = 60, работоспособность цепной передачи обеспечена.

2.2.6 Проверка статической прочности цепи

Проверка давления шарниров цепи:



Где [p]- допускаемое давление в шарнирах цепи, [p] = 20 МПа ([1]. табл.13.3),

А − площадь опорной поверхности, А = 262,2 мм² ([1]. табл.13.1);



Условие статической прочности цепи:

,

Где Q − разрушающая нагрузка (ГОСТ 13568–­75);

[n] = 7,8 – коэффициент запаса прочности.



Условие статической прочности выполняется.
3 Эскизное проектирование привода

3.1 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительно диаметр вала определяем из условия прочности при кручении при пониженных допускаемых напряжений.



где T_k = T₂ – крутящий момент на валу,

МПа – допускаемые напряжения на кручение материала вала.

3.1.2 Входной вал редуктора





Диаметр входного вала редуктора:



Учитывая, что диаметр вала электродвигателя мм, принимаем диаметр входного конца вала мм.

Диаметр вала под уплотнение



где h – высота буртика ([1]. табл.14.1).



Диаметр вала под подшипник d_n1 = 40 мм.

Диаметр буртика для упора подшипника



где r = 2 мм – координата фаски подшипника.

Длина выходного конца вала l = 82 мм, радиус скругления r = 2 мм, ширина фаски f = 1,6 мм ([1], табл.14.1).

3.1.2 Выходной вал редуктора

Диаметр вала:






Принимаем диаметр выходного конца вала d_в2 = 45 мм

Диаметр вала в месте установки подшипника d_п2 = 50 мм.

Диаметр вала под цилиндрическое колесо d_k = 55 мм.

Диаметр буртика d_б = 60 мм.

Длина выходного конца вала l = 82 мм, радиус скругления r = 2 мм, ширина фаски f = 1,6 мм ([1], табл.14.1).

3.2 Выбор подшипников

В курсовой работе выбираем подшипники средней серии.

Входной вал редуктора устанавливаем в шариковых радиальных подшипниках 308 ГОСТ 8338-75 ([1], табл.15.1):

диаметр внутреннего кольца подшипника d = 40 мм;

диаметр наружного кольца подшипника D = 90 мм;

ширина подшипника B = 23 мм;

динамическая грузоподъемность C = 41 Н;

статическая грузоподъемность C₀ = 22,4 Н;
Выходной вал редуктора устанавливаем в шариковых радиальных подшипниках 310 ГОСТ 8338-75:

диаметр внутреннего кольца подшипника d = 50 мм;

диаметр наружного кольца подшипника D = 110 мм;

ширина подшипника B = 27 мм;

динамическая грузоподъемность C = 61,8Н;

статическая грузоподъемность C₀ = 36 Н;


3.3 Конструирование цилиндрических колес

Шестерню выполняем в виде вала-шестерни.

Колесо насажено на вал, закрепляется с помощью шпонки и распорного кольца.

Ширина колеса 64 мм.

Ширина шестерни



_{Делительные диаметры:}

шестерни d₁ = 54 мм,

колеса d₂ = 266 мм.
Диаметр вершин:

шестерни d_a1 = 58 мм.

колеса d_a2 = 270 мм.

Диаметр впадин:

шестерни d_f1 = 49 мм.

колеса d_f2 = 261 мм.


Конструктивные размеры колеса быстроходной ступени:

длина ступицы колеса мм,

посадочный диаметр d_в = 55 мм,

диаметр ступицы d_cm = 1,6d_в = 88 мм,

ширина торцов центра колеса = 8 мм,

фаска мм

толщина диска c 0,3b = 19,2 мм,

диаметр центровой окружности 166,5 мм,

диаметр отверстия мм.
3.4 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора:	δ = 0,025aw + 1  8мм	6 мм
Толщина стенки крышки редуктора:	δ1=0,02 aw + 1 6мм	6 мм
Толщина верхнего фланца корпуса	s=(1,5...1,75) δ	10 мм
Толщина нижнего фланца корпуса	s2=2,35 δ	14 мм
Толщина фланца крышки редуктора	s1=(1,5...1,75) δ1	10 мм
Диаметр фундаментных болтов	d1=0,03aw+12	16 мм
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек	d2=0,75d1	12 мм
Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки (расстояние между осями ≈ (10...15)·d3	d3=(0,5...0,6) d1	8 мм
Толщина ребер корпуса	с1=(0,8...1) d1	16 мм
Расстояние от внутренней стенки редуктора до вращающейся детали	е1= (1,0...1,2)δ	8 мм
Расстояние от окружности вершин наибольшего колеса до днища	b0>6m,	12 мм
Толщина крышки подшипника	в зависимости от диаметра наружного кольца подшипника	6 мм
Диаметр винтов		М8
Число винтов		4

3.6 Выбор муфт

Муфту подбираем по расчетному вращающему моменту, Н∙м:

,

где − номинальный вращающий момент на валу, Н∙м;

− коэффициент режима работы, принимаем .

Расчетный вращающий момент на входном валу редуктора:

Н∙м.

Учитывая, что диаметр вала электродвигателя 38 мм, а диаметр входного вала редуктора 36 мм, выбираем упругую втулочно - пальцевую муфту

Муфта 250 - 38 - 1 - 36 У3 ГОСТ 21424–93.


4 Расчет шпоночных соединений

Для изготовления шпонок принимаем нормализированную сталь 45.

Шпонки подбираем по ГОСТ 23360-87 по диаметру валу и проверяем по условию прочности на смятие, МПа:

,

где − высота шпонки,

− ширина шпонки,

− длина шпонки,

− глубина посадки шпонки в вал,

− диаметр вала,

− допускаемые напряжения на смятие, Мпа ([1], табл.7.6).

Для призматических шпонок, выбранных по ГОСТ 23360-78, проверка прочности на срез не требуется.

Размер шпонки обозначим .

Шпоночное соединение ведущего вала с муфтой Для хвостовика входного вала диаметром d= 36 мм принимаем призматическую шпонку ,



Прочность достаточна.
Шпоночное соединение колеса с выходным валом редуктора.

Диаметр вала d= 55 мм.

Выбираем призматическую шпонку , .



Прочность достаточна.

Для выходного вала диаметром d= 45 мм принимаем призматическую шпонку ,


Прочность достаточна.


5 Проверочный расчет валов

5.1 Расчет входного вала

5.1.1 Исходные данные

Исходные данные:

Окружная сила Н,

Радиальная сила Н.

Нагрузка от муфты Н.

Момент на валу

Н.

_{Расстояния:}

, , (размеры уточнены по чертежу)

Материал вала сталь 40Х, термическая обработка улучшение, предел прочности , МПа, МПа ([1], табл.10.2) .
5.1.2 Определение реакций опор

Горизонтальная плоскость:

Реакции в опорах:



Н.


M_uв


Н.

Проверка:

.

Вертикальная плоскость:




M_uг
Н

.

Н.

Проверка:



Суммарные реакции:

,

На опоре А

Н

На опоре В

.

5.1.3 Построение эпюр

Определяем величины и строим эпюры изгибающий моментов. Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

моменты на опорах равны нулю,

максимальный изгибающий момент в сечении I-I под колесом равен:



Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

изгибающий момент в сечении I-I под колесом равен

.

изгибающий момент в сечении II-II под колесом равен

.

Суммарный изгибающий момент:

,

,

.

Кроме изгибающих моментов вал испытывает деформации кручения Нм.





5.1.4 Определение напряжений

Наиболее опасными являются сечения I−I на шестерне и сечение II - II, имеющее большие напряжения.

Нормальные напряжения от изгиба:



МПа.

МПа.

Касательные напряжения:



МПа.

МПа.

- Осевые и полярные моменты сопротивления сечений см. ([1], табл.1.17).
5.1.5 Расчет на сопротивление усталости

При выполнении проверочного расчета приводного вала учитываем, что нормальные напряжения, возникающие вследствие изгиба, изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения вследствие кручения изменяются по нулевому циклу.

Проверка прочности вала на выносливость проводится по коэффициенту запаса.

Условие прочности вала на сопротивление усталости

,

где допускаемое значение коэффициента запаса прочности, _,

− коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям



где − предел выносливости стали при симметричном цикле нагружения,;

− эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений при изгибе;

− масштабный фактор нормальных напряжений при изгибе;

− коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

– коэффициент, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости при изгибе;

− амплитуда цикла нормальных напряжений, при симметричном цикле равная наибольшим напряжениям изгиба в сечении, МПа

;

− среднее напряжение цикла нормальных напряжений, при симметричном цикле, МПа

;

− коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

,

где − предел выносливости стали при нулевом цикле нагружения при кручении, МПа;

− эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении;

− масштабный фактор при кручении;

– коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости при кручении,

− амплитуда цикла касательных напряжений, при нулевом цикле равная половине касательных напряжений в сечении, МПа

;

− среднее напряжение цикла касательных напряжений, при нулевом цикле, МПа

;

Материал входного вала редуктора такой как, как и материал шестерни сталь 40Х, термическая обработка улучшение, предел прочности , предел текучести , предел выносливости при изгибе , предел выносливости при кручении

Амплитуда циклов напряжений при изгибе (переменная составляющая цикла), , МПа, МПа

Среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла), ,

Амплитуда циклов напряжений при кручении (переменная составляющая цикла), , 1,5МПа, 2,6МПа

Среднее напряжение цикла (постоянная составляющая цикла), , 1,5 МПа, 2,6МПа

Концентратором напряжения в опасном сечении I-I являются зубья шестерни, при этом эффективные коэффициенты концентрации ([4], табл.8.6); масштабные факторы ; ([4], табл.8.6); коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости , ([1], табл.14.13).

Коэффициент запаса сопротивлению усталости при изгибе

.

Коэффициент запаса сопротивлению усталости при кручении

.



Так как > , прочность вала достаточна

Концентратором напряжения в опасном сечении II-II является посадка внутреннего кольца подшипника с гарантированным натягом, при этом

([1], табл.14.1); коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений по сопротивлению усталости , .

Коэффициент запаса сопротивлению усталости при изгибе

.

Коэффициент запаса сопротивлению усталости при кручении

.

.

Так как > , прочность вала достаточна.

5.2 Расчет выходного вала

5.2.1 Исходные данные:

Окружная сила Н.

Радиальная сила Н.

Нагрузка от цепной передачи .

_{Крутящий момент на валу} Нм,

_{Расстояние между опорой и серединой шестерни 63,5 мм, расстояние от опоры до середины звездочки 69,5 мм.}

5.2.2 Определение реакций опор

Горизонтальная плоскость:

Реакции в опорах:



Н.


M_uв


Н.

Проверка:

.

Вертикальная плоскость:




M_uг
Н



Н
Проверка:



Суммарные реакции:

,

На опоре А

Н
На опоре В

H.

5.2.3 Построение эпюр

Определяем величины и строим эпюры изгибающий моментов (рис.3.2). Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:

момент на опоре А равен нулю,

максимальный изгибающий момент в сечении I-I под колесом равен:

;

изгибающий момент в сечении II-II под колесом равен

.

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:

изгибающий момент в сечении I-I под колесом равен

.

Суммарный изгибающий момент:

,

,

.

Кроме изгибающих моментов вал испытывает деформации кручения

Нм.



5.2.4 Определение напряжений

Наиболее опасными являются сечения I−I под колесом, ослабленное шпоночным пазом, и сечение II –II, ослабленное посадкой с натягом.

Нормальные напряжения от изгиба:



МПа

МПа.

Касательные напряжения:



МПа,

МПа.