привод механический. Н. Контр. Утверд. Привод механический
 Скачать 1.4 Mb.
|
|
Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 3 БНТУ.303359.002 ПЗ Разраб. Провер. Реценз. Н. Контр. Утверд. Привод механический Лит. Листов 55 СОДЕРЖАНИЕ ВВЕДЕНИЕ .................................................................................................................... 4 1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ............................................................................... 7 2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ ................................................................................................... 9 2.1 Расчет поликлиновой передачи ......................................................................... 9 2.2 Расчет цилиндрической передачи ................................................................... 13 3 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ДИАМЕТРОВ ВАЛОВ ................................... 26 4 ВЫБОР МУФТЫ ...................................................................................................... 28 5 ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ......................................... 29 6 РАСЧЕТ ВАЛОВ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ............................................................. 30 6.1 Общие параметры .............................................................................................. 30 6.2 Расчет быстроходного вала .............................................................................. 31 6.3 Расчет тихоходного вала .................................................................................. 36 7 ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ПО ДИНАМИЧЕСКОЙ ГРУЗОПОДЪЕМНОСТИ............................................................................................ 41 7.1 Расчет подшипников быстроходного вала ..................................................... 41 7.2 Расчет подшипников тихоходного вала .......................................................... 44 8 ПОДБОР И ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ........................................................................................................... 47 9 НАЗНАЧЕНИЕ ПОСАДОК, ШЕРОХОВАТОСТЕЙ ПОВЕРХНОСТЕЙ, ВЫБОР СТЕПЕНЕЙ ТОЧНОСТИ И НАЗНАЧЕНИЕ ДОПУСКОВ ФОРМЫ И РАСПОЛОЖЕНИЯ ПОВЕРХНОСТЕЙ ....................................................................................................... 49 10 ВЫБОР СПОСОБА СМАЗЫВАНИЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ .................................................................................................................... 51 11 ОПИСАНИЕ СБОРКИ РЕДУКТОРА .................................................................. 54 ЛИТЕРАТУРА ............................................................................................................. 55 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 4 БНТУ.303359.002 ПЗ ВВЕДЕНИЕ Задачей курсового проекта является: разработать привод, изображенный на рисунке 1. Привод состоит из электродвигателя, поликлиновой передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора, компенсирующей муфты и вала рабочего органа. Поликлиновые ремни предназначены для замены отдельных клиновых ремней или их комплектов с целью уменьшения габаритов. При передаче одинаковой мощности ширина поликлинового ремня может быть примерно в два раза меньше, чем у комплекта клиновых ремней. Эксплуатационные свойства этих ремней значительно выше, чем клиновых, они допускают работу со шкивами значительно меньшего диаметра, вследствие чего передаточное число может быть увеличено до 15. Выпускаются ремни трех сечений: К, Л и М. Ремень сечения К применяется вместо клиновых ремней О и А. Л – вместо А, Б и В. М – вместо В, Г, Д и Е. Поликлиновые ремни состоят из плоской и профильной частей. В первой размещены несколько слоев прорезиненной ткани и ряд кордшнура из синтетических волокон. Профильная часть состоит из резины в виде продольных клиньев. Обе части завулканизированы в одно целое. Шкивы для поликлиновых ремней имеют профиль канавок, соответствующий профилю клиньев ремня. Редуктор (механический) – механизм, передающий и преобразующий крутящий момент, с одной или более механическими передачами. Основные характеристики редуктора: ▪ КПД; ▪ передаточное отношение; ▪ передаваемая мощность; ▪ максимальные угловые скорости валов; ▪ количество ведущих и ведомых валов; ▪ тип и количество передач и ступеней. Обычно редуктором называют устройство, преобразующее высокую угловую скорость вращения входного вала в более низкую на выходном валу, повышающее при этом вращающий момент. Редуктор, который преобразует низкую скорость в более высокую обычно называется мультипликатором. Редуктор со ступенчатым изменением угловой скорости называется коробкой передач, с бесступенчатым – вариатор. Зубчатая передача – трехзвенный механизм, в котором два подвижных звена являются зубчатыми колесами, образующими с неподвижным звеном вращательную или поступательную пару. Зубчатое колесо с меньшим числом зубьев называется шестерней, с большим – колесом. Зубчатые передачи предназначены для изменения угловых скоростей, моментов и их направлений. Зубчатые передачи можно классифицировать по следующим признакам: ▪ по окружной скорости колес (м/с): весьма тихоходные, тихоходные (0,5…3), среднеходные (3..15) и быстроходные (свыше 15); Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 5 БНТУ.303359.002 ПЗ ▪ по виду зацепления: эвольвентные, круговинтовые системы Новикова, циклоидальные, применяемые в приборах и часах и др.; ▪ по типу зубьев: прямые, косые, шевронные и с криволинейным зубом; ▪ по взаимному расположению осей валов: с параллельными осями (цилиндрические), с пересекающимися осями (конические) и с перекрещивающимися осями (винтовые и гипоидные); ▪ по твердости рабочих поверхностей зубьев: с твердостью до 350 НВ и свыше 350 НВ; ▪ по точности: 12 степеней (для коробок скоростей и редукторов преимущественно 7, 8 и 9-я степени точности, иногда – 6-я). При необходимости одностороннего вращения колес применяется внутреннее зацепление. Для преобразования вращательного движения в поступательное и наоборот используется реечная передача. Достоинства зубчатых передач: ▪ постоянство передаточного отношения; ▪ отсутствие проскальзывания; ▪ большая несущая способность при сравнительно малых габаритах и массе; ▪ большая долговечность; ▪ работа в обширном диапазоне режимов нагружения; ▪ возможность передачи нагрузок, достигающих 5·10 6 Нм при скоростях до 150 м/с; ▪ способность передавать энергию между валами, как угодно расположенными в пространстве; ▪ высокий КПД (до 0,995); ▪ сравнительно малые нагрузки на валы и опоры; ▪ простота обслуживания и ухода. Недостатки зубчатых передач: ▪ высокие требования к точности изготовления колес и сборки; ▪ необходимость повышенной жесткости корпусов, валов и опор; ▪ высокий уровень шума (особенно при больших частотах вращения и недостаточной точности); ▪ вибрация; ▪ низкая демпфирующая способность. Наиболее широкое применение получило эвольвентное зубчатое зацепление, позволяющее значительно увеличить несущую способность передач и повышать их качественные показатели за счет применения смещения и модификации профиля зубьев, допускающее изменение межосевого расстояния без нарушения передаточного числа и полную взаимозаменяемость независимо от числа зубьев колес. Термины, определения и обозначения цилиндрических зубчатых колес и передач регламентированы ГОСТ 16531-83; расчет геометрических параметров – ГОСТ 16532-70 (для передач внешнего зацепления) и ГОСТ 19274-73 (для передач внутреннего зацепления); исходный контур – ГОСТ 13754-81. Расчет передачи на прочность – ГОСТ 21354-87. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 6 БНТУ.303359.002 ПЗ Рисунок 1 – Кинематическая схема проектируемого привода 1 – электродвигатель, 2 – поликлиновая передача, 3 – зубчатая цилиндрическая передача, 4 – муфта; I – вал электродвигателя; II – быстроходный вал редуктора; III – тихоходный вал редуктора; IV – вал рабочего органа. Срок службы привода: L h = L ∙ 365 ∙ 24 ∙ K год ∙ K сут = 6 ∙ 365 ∙ 24 ∙ 0,5 ∙ 0,65 = 17082 ч. Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 7 БНТУ.303359.002 ПЗ 1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ Исходные данные: P вых = 12 кВт, n эд = 1000 мин −1 , n вых = 150 мин −1 Определение требуемой мощности электродвигателя, кВт: P тр = P вых η 0 , где η 0 – общий КПД: η 0 = η рем η п 3 η цил η м ; η рем = 0,95 – КПД ременной передачи [1, с. 15, табл. 3.1]; η п = 0,99 – КПД пары подшипников [1, с. 15, табл. 3.1]; η цил = 0,97 – КПД цилиндрической передачи [1, с. 15, табл. 3.1]; η м = 0,98 – КПД муфты [1, с. 15, табл. 3.1]. Таким образом: η 0 = 0,95 ∙ 0,99 3 ∙ 0,97 ∙ 0,98 = 0,876; P тр = 12 0,876 = 13,695 кВт. Рекомендуемое передаточное отношение ременной передачи [1, с. 16, табл. 3.2]: u рем = 1,5 … 4. Рекомендуемое передаточное отношение цилиндрической передачи [1, с. 16, табл. 3.2]: u цил = 3,15 … 5. Рекомендуемая частота вращения вала электродвигателя: n эл = n вых u рем u цил = 150 ∙ (1,5 … 4) ∙ (3,15 … 5) = 708,75 … 3000 мин −1 По [1, с. 17, табл. 3.3], принимаем двигатель: 160M6. Его номинальная мощность: 15 кВт. Асинхронная частота вращения: 975 мин -1 . Диаметр вала электродвигателя: 48 мм. По ГОСТ 2185–66 принимаем передаточное число цилиндрической передачи: u цил = 4. Тогда передаточное число ременной передачи составит: u рем = n эл u цил n вых = 975 4 ∙ 150 = 1,625. Определение частот вращения валов привода. Вал электродвигателя: n 1 = n эл = 975 мин −1 Входной вал редуктора: n 2 = n 1 u рем = 975 1,625 = 600 мин −1 Выходной вал редуктора: n 3 = n 2 u цил = 600 4 = 150 мин −1 Вал рабочего органа: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 8 БНТУ.303359.002 ПЗ n 4 = 150 мин −1 Определение мощностей на валах. Мощность на валу электродвигателя: P 1 = P тр = 13,695 кВт. Мощность на входном валу редуктора: P 2 = P 1 η рем η п = 13,695 ∙ 0,95 ∙ 0,99 = 12,88 кВт. Мощность на выходном валу редуктора: P 3 = P 2 η цил η п = 12,88 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 12,369 кВт. Мощность на валу рабочего органа: P 4 = P 3 η м η п = 12,369 ∙ 0,98 ∙ 0,99 = 12 кВт. Определение крутящих моментов на валах редуктора, Нм: T = 9550 P n Вал электродвигателя: T 1 = 9550 ∙ P 1 n 1 = 9550 ∙ 13,695 975 = 134,138 Нм. Входной вал редуктора: T 2 = 9550 ∙ P 2 n 2 = 9550 ∙ 12,88 600 = 205,005 Нм. Выходной вал редуктора: T 3 = 9550 ∙ P 3 n 3 = 9550 ∙ 12,369 150 = 787,467 Нм. Вал рабочего органа: T 4 = 9550 ∙ P 4 n 4 = 9550 ∙ 12 150 = 764 Нм. Таблица 1.1 – Сводная таблица данных кинематического расчета Вал n, мин −1 P, кВт Т, Нм u Электродвигателя 975 13,695 134,138 1,625 Входной 600 12,88 205,005 4 Выходной 150 12,369 787,467 – Рабочего органа 150 12 764 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 9 БНТУ.303359.002 ПЗ 2 РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ 2.1 Расчет поликлиновой передачи Исходные данные. Частота вращения ведущего вала передачи (см. табл. 1.1): n 1 = 975 мин −1 Мощность на ведущем валу передачи (см. табл. 1.1): Р 1 = 13,695 кВт. Крутящий момент на ведущем валу передачи (см. табл. 1.1): T 1 = 134,138 Нм. Передаточное отношение передачи (см. табл. 1.1): u = 1,625. Рисунок 2.1.1 – Схема поликлиновой передачи Расчет будет произведен по примеру, приведенному в [6, с. 82-88]. По [6, с. 84, рис. 5.4] принимаем сечение ремня М. Минимальный диаметр шкива [6, с. 84, табл. 5.4]: d min = 180 мм. Для уменьшения величины напряжений изгиба, снижающих долговечность ремня, выбираются шкивы с диаметрами на несколько размеров большими минимальных значений. По [6, с. 82, и с. 426, табл. К40] принимаем: D 1 = 200 мм. Диаметр большего шкива [6, с. 84]: d 2 = d 1 u(1 − ε), где ε – коэффициент скольжения. Для передач с регулируемым натяжением ε=0,01-0,02. Таким образом: D 2 = 200 ⋅ 1,625 ⋅ (1 − 0,01) = 321,75 мм. Принимаем по [6, с. 426, табл. К40]: Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 10 БНТУ.303359.002 ПЗ D 2 = 315 мм. Фактическое значение передаточного отношения [6, с. 85]: u ф = D 2 D 1 (1 − ε) = 315 200 ⋅ (1 − 0,01) = 1,591. Отклонение фактического передаточного числа от номинального составляет [6, с. 85]: Δu = |u н − u ф | u н ⋅ 100% = |1,625 − 1,591| 1,625 ⋅ 100% = 2,098% ≤ 3 %, что допустимо. Скорость ремня [6, с. 85]: v = πd 1 n 1 60 = π ∙ 200 ∙ 975 60 ∙ 10 3 = 10,21 м/с. Условие v ≤ [v] выполняется [6, с. 85]: v = 10,21 ≤ [v] = 40 м/с. Межосевое расстояние назначают в интервале [6, с. 85]: a ≥ 0,55(d 1 + d 2 ) + H; здесь H = 16,7 мм – высота профиля ремня [6, с. 418, табл. К31]. a ≥ 0,55 ∙ (200 + 315) + 16,7 = 299,95 мм. Для того чтобы увеличить угол обхвата и уменьшить изгибные нагрузки, примем межосевое расстояние примерно в 2 раза больше минимального: a = 600 мм. Расчетная длина ремня [6, с. 85]: l = 2a + π 2 (d 1 + d 2 ) + (d 2 − d 1 ) 2 4a = = 2 ∙ 600 + π 2 ∙ (200 + 315) + (315 − 200) 2 4 ∙ 600 = 2014,471 мм. Принимаем длину ремня [6, с. 418, табл. К31]: l = 2120 мм. Условное обозначение ремня: Ремень М–2120 ТУ 38–205763-84. Межосевое расстояние [6, с. 855]: a = 1 8 {2l − π(d 2 + d 1 ) + √[2l − π(d 2 + d 1 )] 2 − 8(d 2 − d 1 )} = = 1 8 {2 ∙ 2120 − π(315 + 200) + +√[2 ∙ 2120 − π(315 + 200)] 2 − 8(315 − 200) 2 } = 652,988 мм. Угол обхвата малого шкива [6, с. 85]: α 1 = 180 0 − 57,3 0 ∙ d 2 − d 1 a = 180 0 − 57,3 0 ∙ 315 − 200 652,988 = 169,909 0 Частота пробегов ремня [6, с. 85]: U = v ∙ 10 3 l = 10,21 ∙ 10 3 2120 = 4,816 с −1 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 11 БНТУ.303359.002 ПЗ Соотношение U ≤ [U] условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы – 1000…5000 ч [6, с. 85]: U = 4,816 ≤ [U] = 30 с −1 Допускаемая мощность, передаваемая ремнем с десятью клиньями [6, с. 87]: [P п ] = [P 0 ]C р C ∝ C l , здесь [P 0 ] = 28,18 кВт – допускаемая приведенная мощность, передаваемая поликлиновым ремнем с десятью клиньями [6, с. 86-87, табл. 5.5] (методом линейной интерполяции в зависимости от диаметра шкива и скорости ремня); C р = 1 – коэффициент динамической нагрузки [6, с. 78, табл. 5.2] C ∝ = 0,97 – коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве [6, с. 79, табл. 5.2] C l – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня l P к базовой l 0 [6, с. 79, табл. 5.2]; l 0 = 2240 мм – базовая длина ремня [6, с. 86-87, табл. 5.5]. Таким образом: l P l 0 = 2120 2240 = 0,946; C l = 0,99; [P п ] = 28,18 ∙ 1 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 27,061 кВт. Число клиньев поликлинового ремня [6, с. 87]: z = 10P 1 [P п ] = 10 ∙ 13,695 27,061 = 5,061. Принимаем число клиньев: z = 6. Сила предварительного натяжения F 0 [6, с. 87-88]: F 0 = 850P 1 C l vC ∝ C р = 850 ∙ 13,695 ∙ 0,99 10,21 ∙ 0,97 ∙ 1 = 1163,62 Н. Окружная сила [6, с. 88]: F t = P 1 ∙ 10 3 v = 13,695 ∙ 10 3 10,21 = 1341,309 Н. Сила натяжения ведущей ветви ремня [6, с. 88]: F 1 = F 0 + F t 2 = 1163,62 + 1341,309 2 = 1834,274 Н. Сила натяжения ведомой ветви ремня [6, с. 88]: F 2 = F 0 − F t 2 = 1163,62 − 1341,309 2 = 492,966 Н. Сила давления на вал F оп [6, с. 88]: F оп = 2F 0 sin α 1 2 = 2 ∙ 1163,62 ∙ sin 169,909 0 2 = 2318,222 Н. Проверка прочности ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σ max Н/мм 2 [6, с. 88 и 81]: σ max = σ 1 + σ и + σ v ≤ [σ] p , где σ 1 – напряжение растяжения [6, с. 81]: σ 1 = F 0 A + F t 2A ; Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 12 БНТУ.303359.002 ПЗ А – площадь поперечного сечения ремня [6, с. 418, табл. К31]: A = 0,5b(2H − h); H= 16,7 мм, h=10,35 мм – параметры профиля шкива [6, с. 418, табл. К31]; b – ширина ремня: b = zp; p=9,5 мм – параметры профиля шкива [6, с. 418, табл. К31]; σ и – напряжение от изгиба ремня [6, с. 81]: σ и = E и H d 1 ; E и = 80 ÷ 100 МПа – модуль продольной упругости при изгибе для прорезиненных ремней [6, с. 81]; σ v – напряжение от центробежных сил [6, с. 81]: σ v = ρv 2 ∙ 10 −6 ; ρ = 1250 ÷ 1400 кг/м 3 – плотность материала ремня [6, с. 81]; [σ] p = 8 МПа – допускаемое напряжение растяжения поликлинового ремня [6, с. 81]. Таким образом: b = 6 ∙ 9,5 = 57 мм; A = 0,5 ∙ 57 ∙ (2 ∙ 16,7 − 10,35) = 656,925 мм 2 ; σ 1 = 1163,62 656,925 + 1341,309 2 ∙ 656,925 = 2,792 МПа; σ и = 80 ∙ 10,35 200 = 4,14 МПа; σ v = 1250 ∙ 10,21 2 ∙ 10 −6 = 0,13 МПа; σ max = 2,792 + 4,14 + 0,13 = 7,063 ≤ 8 МПа. Условие выполняется. Прочность ремня обеспечена. Таблица 2.1.1 – Сводная таблица расчета поликлиновой передачи Параметр Значение Параметр Значение Тип ремня Поли- клиновой Число пробегов ремня U, 1/с 4,816 Сечение М Диаметр ведущего шкива d 1 , мм 200 Число клиньев z 6 Диаметр ведомого шкива d 2 , мм 315 Межосевое расстояние a, мм 652,988 Максимальное напряжение σ max , Н/мм 2 7,063 Длина ремня L, мм 2120 Начальное напряжение ремня F 0 , Н 1163,62 Угол обхвата малого шкива u ф 169,909 0 Сила, нагружающая валы F оп , Н 2318,222 Изм. Лист № докум. Подпись Дата Лист 13 |