24 | 08 | 2017
Учебные материалы
Для преподавателей
Работы студентов
Справочная и техническая литература
Статьи по темам

Курсовой проет "Привод машин"

1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 Рейтинг 4.00 (1 Голос)

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту по дисциплине «Прикладная механика».

Тема проекта «Привод машины».

Симферополь.

 

Кинематическая схема привода

.

Кинематическая схема привода

 

Исходные данные для проектирования.

Вычерчиваем кинематическую схему проектируемого редуктора. На этой схеме обозначено: 1 – электродвигатель; 2 – упругая муфта; 3 – конический редуктор.

Мощность на быстроходном валу редуктора .

Угловая скорость тихоходного вала .

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Определяем КПД привода. Общий кпд привода равен произведению кпд последовательно соединённых подвижных звеньев: трёх пар подшипников, конической зубчатой пары, цепной передачи. Принимаем:

- к. п.д. одной пары подшипников.

- к. п.д. пары конических зубчатых колёс.

- к. п.д. цепной передачи.

 

Мощность на быстроходном валу.

 

Принимаем передаточное значение передачи из стандартного ряда чисел :

Для конической передачи:

Для цепной передачи :

Передаточное число привода:

Угловая скорость быстроходного (ведущего) вала:

 

Тогда частота вращения валов привода:

При расчетном и по табл. П61 подбираем асинхронный двигатель общего назначения в закрытом обдуваемом исполнении типа «9А532М5У4,5», для которого , .

Уточняем передаточные числа:

Передаточное число привода

Передаточное число цепной передачи

Вычисляем вращающие моменты на валах привода:

- вращающий момент на выходном валу привода.

, - вращающий момент на тихоходном валу конического

редуктора.

- вращающий момент на первом валу редуктора.

Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений.

Материалы для изготовления зубчатых колес редуктора выбираем по табл. П23,[1], ориентируясь на применение углеродистых сталей (легированные стали применяют, как правило, для изготовления зубчатых колес специального назначения):

А) для шестерни принимаем сталь 45, термообработка – нормализация;

Б) для колеса принимаем сталь 40, термообработка – нормализация.

По табл. П3 находим механические характеристики сталей выбранных марок:

А) для шестерни. При диаметре заготовки для стали 45 (нормализация):

; твердость НВ 167÷217, принимаем НВ’200;

Б) для колеса. При диаметр заготовки для колеса будет порядка 250 мм; при этом для стали 40 (нормализация) имеем:

; твердость НВ 152÷207, принимаем НВ’180; (необходимо, чтобы НВ - НВ’=20÷50).

Определяем пределы выносливости при симметричном цикле изменения напряжений изгиба:

А) для шестерни ;

Б) для колеса .

Определяем допускаемое контактное напряжение для колеса, как менее прочного, исходя из длительной работы редуктора, т. е. принимая : .

Определяем допускаемые напряжения изгиба при отнулевом (пульсирующем) цикле изменения напряжений (зубья редуктора работают одной стороной): – для нормализованных и улучшенных поковок – табл ПЗ1.

По табл. ПЗ2 для стальных зубьев, подвергнутых нормализации или улучшению:

– для шестерни,

– для колеса.

;

А) для шестерни ;

Б) для колеса .

Определение параметров зубчатого зацепления.

Вычисление параметров закрытых зубчатых конических передач следует начинать с определения среднего конусного расстояния.

Коэффициент нагрузки при несимметричном или консольном расположении зубчатых колес относительно опор принимаем предварительно .

Далее принимаем при ; .

Требуемая величина среднего конусного расстояния:

 

Принимаем LСр=110 мм.

Определяем длину зуба: .

Вычисляем конусное расстояние: .

Определяем наибольший модуль зацепления по эмпирическому соотношению: , принимаем .

Определяем числа зубьев шестерни и колеса:

, принимаем ;

, принимаем .

Уточняем передаточное число и величину конусного и среднего конусного расстояний: ,

,

– величины Le и LСр не изменились.

Определяем половины углов при вершинах начальных конусов:

.

Определяем средний модуль:

– эту величину округлять нельзя!

Вычисляем средние диаметры, диаметры делительных окружностей, окружностей выступов и впадин шестерни и колеса:

А)

Б)

Определяем среднюю скорость и назначаем степень точности передачи: .

По табл. П25 при и твердости принимаем 7-ю степень точности передачи.

Уточняем величину коэффициента нагрузки К=КкцКдин.

По табл. П26 при 7-й степени точности и интерполированием определяем : .

Учитывая примечание 2 табл П26., получаем .

По табл. П27 при твердости и 7-й степени точности с учетом примечания 2 получаем .

Итак, .

Вычисляем силы, действующие в зацеплении:

Окружное усилие: ;

Осевое усилие для шестерни и радиальное для колеса: ;

Радиальное усилие для шестерни и осевое для колеса: .

Проверочный расчет конической передачи.

А) На контактную прочность:

 

Перенапряжение – незначительно превышает 5%.

Для обеспечения контактной прочности зуба в данном случае можно немного увеличить длину зуба без изменения конусного расстояния и основных параметров передачи.

Принимая B=46 мм, получаем:

.

Перенапряжение .

Если рабочее напряжение будет превышать допускаемое более чем на 10÷15%, необходимо увеличить конусное расстояние (наибольший модуль) и пересчитать параметры передачи.

Б)Проверка прочности зубьев на изгиб.

Для определения сравнительной прочности зуба шестерни и колеса при изгибе определим эквивалентные числа зубьев по формуле и по табл. П29 найдем величины коэффициентов формы зубьев:

.

При этом, по табл. П29

А) для шестерни ;

Б) для колеса .

Так как зуб шестерни оказался менее прочным, то проверку на изгиб выпол

Ним по зубу шестерни:

.

Ориентировочный расчет валов. Конструктивные размеры зубчатой пары.

Конструктивные размеры зубчатой пары (длина и диаметр ступицы зубчатых колес, диаметр внутреннего кольца и ширина подшипника и т. д.), как правило, принимают в зависимости от диаметра выходного конца вала. Этот размер определяют грубо приближенно (ориентировочный расчет) из расчета на прочность при кручении по пониженным допускаемым напряжениям .

Принимаем для быстроходного вала (сталь 45 – шестерня будет изготовлена вместе с валом), а для тихоходного вала (сталь 40).

А) Быстроходный вал. Из условия прочности определяем диаметр выходного конца вала: , получим:

.

В соответствии с рядом Ra40 принимаем: – диаметр вала под уплотнения.

При небольшой окружной скорости вала можно применить какое-либо контактное уплотнение – манжетное или сальниковое. Для конструкций принимаем сальниковое фетровое уплотнение;

– (М30х1,5) – диаметр резьбы (внутреннее кольцо подшипника будет закреплено круглой гайкой);

– диаметр вала под дистанционную шайбу. Постановка такой шайбы между кольцом подшипника и гайкой необходима, так как в противном случае гайка будет задевать за сепаратор конического роликового подшипника;

- диаметр вала под подшипники (шариковые радиально-упорные или конические роликоподшипники);

– диаметр опорного бурта или распорной втулки;

– диаметр вала под подшипник (шариковый радиальный в конструкции);

– диаметр опорного бурта (размеры и будут уточнены при подборе подшипников для быстроходного вала).

Длину выходного конца вала выбирают, пользуясь соотношением , а затем уточняют по ступице муфты; принимаем .

Б) Тихоходный вал. Момент, передаваемый тихоходным валом, .

Крутящийся момент в поперечных сечениях выходного конца вала .

Из условия прочности на кручение определяем этот диаметр:

.

В соответствии с рядом Ra40 принимаем:

 

– диаметр вала под сальниковое уплотнение;

– диаметр вала под подшипник;

– диаметр вала под ступицу зубчатого колеса;

– диаметр опорного участка вала;

– диаметр ступицы колеса;

– длина ступицы колеса, принимаем ;

– толщина диска, принимаем ;

– длина выходного конца тихоходного вала, принимаем .

Определение конструктивных размеров вдоль оси вала.

Быстроходный вал.

А) Размер , принимаем .

Б) Крепление внутреннего кольца подшипника осуществляется с помощью круглой гайки, высоты Нг и наружный диаметр DГ которой при М30х1,5 Нг=10 мм, DГ=50 мм.

Толщина стопорной шайбы SШ≈1, мм.

Ширина дистанционной шайбы между внутренним кольцом подшипника и стопорной шайбой , принимаем .

Следовательно, , принимаем .

В) Толщину маслозащитной шайбы и ширину бурта можно получить из соотношения , принимаем .

Г) – длина ступицы шестерни.

Д) , принимаем .

Е) Точка приложения активных сил (сил, возникающих в зацеплении) находится на окружности среднего диаметра шестерни.

Ж) Точки приложения реакций опор вала находятся на середине подшипников.

По схеме принимаем ;

, принимаем .

По схеме ширина мазеудерживающе6го кольца . Принимая , получаем:

, принимаем а1=55 мм.

, принимаем с1=110 мм.

Тихоходный вал.

А) По схеме размер принимаем . Размер .

, принимаем .

Б) По схеме Размер принимаем . Размер , получим:

, принимаем .

В) Считая внутренние боковые стенки корпуса редуктора и подшипников тихоходного вала симметричными относительно оси быстроходного вала определим расстояния а2 и с2 от точки зацепления а до точек приложения опорных реакций.

, принимая .

, принимаем .

, принимаем .

, принимаем .

Проверка прочности валов.

Прочность валов проверим по гипотезе наибольших касательных напряжений.

Быстроходный вал. Как уже было указано, предусмотрено изготовление шестерни вместе с валом. Для материала вала-шестерни предел выносливости при симметричном цикле: .

Вычерчиваем схему нагружения быстроходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

 

А) Определяем реакции опор в плоскости ZOy от сил Q и T:

;

;

;

.

То же, для редуктора с консольным креплением конической шестерни:

;

.

;

.

Б) Определяем реакции опор в плоскости ZOx от силы Р:

;

;

;

.

;

;

;

.

В) Определяем величины изгибающих моментов в характерных сечениях А, С и В:

В плоскости ZOy : ;

 

.

Следовательно, .

: ;

.

Следовательно, .

В плоскости ZOx : ; ;

.

;

Следовательно, .

Крутящий момент .

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рисунке.

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальные напряжения изгиба в опасном сечении С при и в опасном сечении А при

,

.

;

.

Напряжение сжатия от силы Q крайне малы и поэтому их не учитываем.

Определяем напряжения кручения в сечениях С и А.

Для схемы по рис.1: .

Для схемы по рис.2: .

Определяем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым.

.

.

Тихоходный вал. Для изготовления тихоходного вала принята сталь 40 (термообработка – нормализация), для которой предел выносливости при симметричном цикле изгиба: .

Принимая , определяем допускаемое напряжение изгиба при симметричном цикле: .

Так как проверка прочности тихоходных валов обоих рассматриваемых типов редукторов совершенно аналогична, то ниже дан числовой расчет вала только для конструкции.

Вычерчиваем схему напряжения тихоходного вала и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов.

А) Определяем реакции опор в плоскости ZOy От сил T и Q (для колеса ):

,

;

;

.

Б) Определяем реакции опор в плоскости ZOx от силы Р:

;

.

;

.

В) Определяем величины изгибающих моментов в характерных сечениях А, С и В.

В плоскости ZOy: ;

 

.

Следовательно, .

В плоскости ZOx: ; .

Следовательно, .

Крутящий момент .

Эпюры изгибающих и крутящих моментов построены на рис.303.

Вычисляем суммарный изгибающий момент и определяем нормальное напряжение изгиба в опасном сечении С:

.

Так как вал в опасном сечении С () ослаблен шпоночной канавкой (зубчатое колесо посажено на вал с помощью шпонки), то при расчете следует уменьшить его диаметр на 8÷10%.

Принимая .

Напряжения сжатия их малости не учитываем.

Определяем касательное напряжение кручения в сечении С:

.

Определяем эквивалентное напряжение и сравниваем его с допускаемым: .

. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.

Шпонки подбирают по таблицам ГОСТов в зависимости от диаметра вала, затем шпоночное соединение проверяют на смятие.

Быстроходный вал.

Для выходного конца вала диаметром по табл. П56 подбираем призматическую шпонку Bxh=8X7 мм при T=4 мм. Так как длина выходного конца вала L1=45 мм, то принимаем длину шпонки L=40 мм, соответствующую ряду стандартных значений по ГОСТ 8789-68.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами: .

Так как на выходные концы валов возможна посадка чугунной детали, то допускаемое напряжение смятия следует принять для чугунных ступиц, т. е. . Примем среднее значение .

.

Тихоходный вал.

А) Для выходного конца вала при по табл. П56 подбираем призматическую шпонку Bxh=10X8 мм при T=5 мм.

Так как длина выходного конца вала L2=65 мм, то по ГОСТ 8789-68 принимаем длину шпонки L=56 мм.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами .

Проверяем соединение на смятие: .

Б) Для посадки ступицы зубчатого колеса на вал при по табл. П56 подбираем призматическую шпонку Bxh=14X9 мм при T=5,5 мм. Для стальной ступицы можно в среднем принять .

Так как длина ступицы колеса LСт=60 мм, то принимаем длину шпонки L=50 мм.

Расчетная длина шпонки со скругленными торцами .

Проверяем соединение на смятие: .

Подбор подшипников. Для быстроходного вала:

Редуктор с консольным расположением конической шестерни.

А) Определяем суммарные радиальные нагрузки подшипников

;

.

Б) Вал шестерни предполагается смонтировать на радиально-упорных конических роликовых подшипниках.

Определяем суммарную осевую нагрузку и устанавливаем, какой из подшипников ее воспринимает. Предполагая, что расчетный угол контакта в подшипниках , определяем осевые составляющие от радиальных нагрузок: ; .

Суммарная осевая нагрузка .

В) Определяем приведенные нагрузки подшипников А и В и устанавливаем более нагруженный из них.

Принимаем (при для подшипников средней серии по табл. П47); (по табл. П48 и П49).

Суммарную осевую нагрузку воспринимает более удаленный от шестерни подшипник (левый на рис. 302):

;

.

Г) Определяем требуемый коэффициент работоспособности для более нагруженного подшипника А, принимая :

так как .

По табл. П52 выбираем при подшипник 7307, для которого .

Достаточный коэффициент работоспособности имеет и подшипник меньшего диаметра 7306, но уменьшение диаметра вала нецелесообразно, поэтому останавливаемся на подшипнике 7307.

Б. Для тихоходного вала.

А) Определяем величину суммарных радиальных нагрузок подшипников:

;

.

Б) Принимаем установку вала на радиально-упорных конических роликовых подшипниках.

В) Определяем суммарную осевую нагрузку (рис.304). Вычисляем осевые составляющие радиальных нагрузок при , а затем находим суммарную осевую нагрузку:

;

.

.

Г) Определяем требуемый коэффициент работоспособности более нагруженного подшипника А.

Принимаем (ориентируясь на применение подшипников легкой серии при (); – желаемая долговечность подшипника;

так как

И – антилогарифм.

Следовательно, .

По табл. П53 при и подбираем конический роликоподшипник особо легкой серии 2007108, для которого:

 

Расчет муфты

Расчет упругой муфты состоит в ее подборе по вращающему моменту и проверке ее деталей на прочность.

По табл, П66 выбираем втулочно-пальцевую муфту, для которой допускаемая величина расчетного момента [Мр] = 24 н-м.(МУВП-32-28).

Размеры выбранной муфты следующие :

D1 = 95 мм; Lb=28 мм; dn=14 мм, число пальцев Z=6.

Проверяем резиновые втулки на смятие по поверхностям их Соприкоснове¬ния с пальцами:

Где Р—окружное усилие, передаваемое одним пальцем;

 

Где допускаемое напряжение смятия для резины =2,0 н/мм2.

Т. о. резиновые втулки пальцев будут работоспособны.

Литература.

.. 1.”Курсовое проектирование деталей машин” В. Н. Кудрявцев и др. , Л., Машиностроение, 1984 .

2. Чернин М. П. Расчеты деталей машин.


Курсовой проет "Привод машин" - 4.0 out of 5 based on 1 vote

Добавить комментарий


Защитный код
Обновить