пример привода передачи

Размещено на http://allbest.ru

Введение

Проектируемый привод – привод бетономешалки – состоит из следующих основных элементов:

-электродвигателя, создающего вращательное движение

-одноступенчатого редуктора с цилиндрической зубчатой передачей

-Ременной передаче, соединяющей вал двигателя и входной вал редуктора

-Приводного вала мешалки с лопастями, установленного в емкости для перемешивания бетона.

-муфты, соединяющей выходной вал редуктора и приводной вал

Все передачи, использованные в приводе, - понижающие.

Зубчатые редукторы - механизмы с зубчатыми передачами, выполняемые в виде отдельных агрегатов. Редукторы служат для понижения частоты вращения и повышения вращающего момента от входного к выходному валу. Зубчатая передача нашего редуктора состоит из вала- шестерни (входной вал) и зубчатого колеса (выходной вал).

Расчетная часть записки посвящена проектированию и расчету основных деталей редуктора.

В графическую часть входит сборочный чертеж редуктора и сборочный чертеж привода.

1.Задание на проектирование

Рисунок 1. Схема привода.

ДАНО:

Момент на выходном валу редуктора

М_вых = 0,30кНм=300Нм

Частота вращения выходного вала

n_вых = 70 об/мин

2. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Подбор электродвигателя

М_вых = , (1)

Мощность на выходном валу

N_вых = (2)

N_вых = =300∙70/9.55=2198Вт =2,198кВт

Определяем общий КПД привода

η_общ = η_ред · η_р · η_пк^m , (3)

η_общ = η_ред · η_р · η_пк^m = 0,96 · 0,96 · 0,99³ = 0,9

тогда требуемая мощность электродвигателя

(4)

Исходя из условия задания, определяем общее передаточное отношение привода.

i_общ = i_рем · i_ред (5)

i_общ = n_вх / n_вых (6)

Для получения более компактного привода, с небольшими передаточными отношениями, принимаем двигатель с частотой вращения вала в 750 об/мин

Принимаем электродвигатель – 4А112МВ8УЗ

Номинальная мощность N_д = 3,0 кВТ

Частота вращения n_д = 750 об/мин

i_общ = n_вх / n_вых,=750/70=10,7

Принимаем передаточное отношение зубчатой передачи i_ред = 4

Тогда передаточное отношение ременной передачи

I_рем = i_общ/ i_ред = 10,7/4 = 2,7

2.2 Кинематический расчет привода

Определяем частоту вращения валов привода

ведомый вал редуктора (колесо)

n₃ = n_вых = 70 об/мин

ведущий вал (шестерня)

n₂ = n_вых · i_р= 70 · 4 = 280 об/мин

вал двигателя

n₁ = 750 об/мин

2.3 Силовой расчет

Определим вращающие моменты на каждом валу редуктора:

вал колеса

М₃ = М_вых =

вал шестерни

М₂ = (7)

3. Расчет зубчатой передачи

Выбираем материал

Принимаем сталь 45.

НВ₁ = НВ₂ + 30…50

Шестерня – НВ₁ = 230 нормализация

Колесо – НВ₂ = 190 улучшенная

Определяем допускаемое напряжение

[_H] = , где (8)

K_HL =1– коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагрузки передачи(передача длительно работающая

Т = 36000 часов).

[n] = 1,1 – допускаемый запас прочности для нормализованных и улучшенных колес.

[σ] – предел контактной выносливости поверхности зубьев соответствующий базовому числу нагружений.

σ = 2НВ + 70

шестерня [σ_no1] = 2НВ₁ + 70 = 530МПа

колесо [σ_no2]= 2НВ₂ + 70 = 450МПа

Допускаемые напряжения

Шестерня

[σ] =

колесо [σ] =

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее значение из полученных.

σ_пр1 = ([σ_n1] + [σ_n2]) · 0,45 = (481,8 + 409,1) · 0,45 = 401МПа

σ_пр2 = 1,26 · [σ_n2] = 1,26 · 409,1 = 515,5МПа

следовательно принимаем σ_пр = 401МПа

3.2 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние для косозубой передачи определим по формуле

a = , где (9)

К_а = 43-для косозубой передачи

К_НВ = 1,2

Ψ_ВА = 0,4

М₁ – момент на шестерне

=142,8 мм

по стандартному ряду принимаем: а=150 мм.

Определяем значение модуля зубчатого зацепления и уточняем его по стандартному ряду

m = (0,01…0,02) · а =(0,01.. 0,02) · 150 =1,1… 3,0мм

Принимаем m = 3

3.3 Геометрический расчет передачи

Определяем число зубьев колеса и шестерни. Предварительно принимаем угол наклона зубьев β = 10º, cos10º = 0,9848

Суммарное число зубьев

z_Σ = (10)

Уточняем угол β'

cos β = (11)

Определяем число зубьев шестерни

(12)

Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁ · i (13)

z₂ = z₁ · i = 98 - 19 = 79

Определяем геометрические размеры зацепления

(14)

Шестерня:

Колесо:

Уточняем межосевые расстояния

(16)

Ширина венца зубчатого колеса и шестерни

b_w2 = ψ · a_w = 0,4 · 150 = 60мм (17)

b_w1 = b_w2 + 4 = 64мм (18)

3.4 Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении

В косозубом зацеплении сила нормального давления раскладывается на три составляющие:

- окружное усилие

(19)

- радиальное усилие

(20)

α = 20º - угол зацепления

- осевое усилие

F_a= F_ttg =2,48tg10,8^о = 0,47∙10³ H (21)

3.5 Проверочный расчет

Расчет на контактную выносливость рабочих поверхностей зубьев

Σ_n = ,где (22)

z_n – коэффициент, учитывающий форму сопряжения зубьев.

z_n = 1,74 ([2], табл. 6.10)

z_m = 274 ([2], табл. 6.4) – коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных колес.

z_Σ – коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

ε_α – коэффициент торцевого перекрытия.

Коэффициент осевого перекрытия

(23)

Для косозубых ε_β ≥ 0,9

(24)

Ψ_ВА = => Ψ_bd = ,

тогда из табл. [2] определяем

К_Hβ = 1,25 ; К_Fβ = 1,28

Удельная расчетная окружная сила

w_ut = , где (25)

коэффициент нагрузки ;

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении ;

коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

– коэффициент динамической нагрузки учитывает внутреннюю динамику и зависит от окружной скорости, степени точности, расположения зубьев и твердости рабочих поверхностей

- удельная окружная динамическая сила

σ_u - коэффициент учитывающий влияние вида зубчатой передачи

по [2] таб.5.12 σ_u =0,002

g₀ =56 ; v = 1.1м/с

σ₀ – коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления шестерни и колеса по [2] таб.5.15 σ₀ =61

=0,87 Н/м

= 1,02

Коэффициент нагрузки

.

Тогда удельная расчетная окружная сила

w_ut = Н/м

По найденным значениям определяем действующие в передаче контактные напряжения

= 291,5 Мпа (26)

σ_{Н <} σ_up =400 МПа

Проверочный расчет зубчатого зацепления на выносливость по напряжениям изгиба

Действующие напряжения изгиба

(27)

Коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев

(28)

расчетная окружная сила

w_Ft = Н/мм , (29)

где

Где -вычисляем в зависимости от удельной окружной динамической силы.

(30)

При

= 2,6 (31)

Вычисляем коэффициент

= 1,1

По найденным значениям определяем действующие в передаче напряжения изгиба и сравниваем их с допустимым значением

=350 МПа < 414 МПа –прочность обеспечивается

σ_{F <} σ_кp

4. Расчет валов

Выбор материала валов

Для изготовления вала и вала-шестерни принимаем сталь 45 улучшенную. Валы подвергаются, после изготовления термической обработка – закалке и отпуску.

4.1 Проектировочный расчет валов

Предварительный расчет валов проводится по формуле:

d = ; (32)

где М – момент на валу,

[τ]_кр – допускаемое напряжение при кручении ≈ 20 МПа

а) Входной вал

М₂ = 79,7 Нм

Тогда:

d_вх = = 32,2 мм.

Принимаем для входного вала диаметр d = 35 мм. (хвостовик, для подшипника – на 5 мм больше)

б) Выходной вал

М₃ = 300 Нм

Тогда:

d_вх = = 42,8 мм.

Принимаем для выходного вала диаметр d = 45 мм. (хвостовик, для подшипника – на 5 мм больше-50мм), на месте посадки колеса – 55мм

Подбор подшипников

Выбираем радиально-упорные, однорядные подшипники средней серии 46310

dn	D	B	C, кН	V	l
50	110	29	94,7	1,937	0,31

Подбор шпонок

db	Сечение шпонки		Глубина паза
	b	h	Вала, t1	Отверстия, t2
55	16	10	6	4,3
db	Сечение шпонки		Глубина паза
	b	h	Вала, t1	Отверстия, t2
45	14	9	5,5	3,8

4.2 Составим расчетную схему

Из расчета сил в зубчатом зацеплении ( п.3.4 расчета) имеем:

окружное усилие

радиальное усилие

осевое усилие

F_a = 470 H

Делительный диаметр колеса – 241,9мм

Расстояния между опорами определяем по предварительному эскизу проектируемого редуктора.

Определяем реакции опор

Плоскость УОZ:

Перенаправим вверх – так как знак получился отрицательным

Строим эпюру М_Х

АВ: 0 ≤ z₁ ≤ 0,09м

М_AВ = 0

ВС: 0 ≤ z₂ ≤ 0,065

Z₂ = 0; М_В = 0

Z₂ = 0,065; М_C =-933∙0,065=-60,6 Н·м

DC: 0 ≤ z₃ ≤ 0,065

Z₂ = 0; М_D = 0

Z₂ = 0,065; М_C =3,12∙0,065 =0,19 Н·м

Плоскость ХОZ:

Определяем реакции

Строим эпюру М_Y

ВС: 0 ≤ z₁ ≤ 0,065

,

z₁ = 0; М_В = 0

z₂ = 0,065; М_С = -1240 · 0,065 = - 81 Н·м

DC: 0 ≤ z₂ ≤ 0,065

,

z₂ = 0; М_D = 0

z₂ = 0,065; М_С = - 1240 · 0,065 = - 81 Н·м

Строим эпюру крутящих моментов М_Z

CD: M_Z = 0

CA: M_Z = M₃ =300 Н·м

По полученным значениям строим эпюры изгибающих и крутящего моментов

4.3 Расчет вала на статическую прочность

Расчет производиться в опасном сечении, где возникает максимальный

расчетный момент.

(33)

Расчетный момент определяется для наиболее опасного сечения - С

Сечение С:

Максимальное напряжение в опасном сечении

(34)

- осевой момент сопротивления сечения вала

Тогда, максимальное напряжение в опасном сечении

Запас статической прочности в опасном сечении определяется

Статическая прочность вала обеспечена, т.к. n > [ n], [ n] = 1,5…3

5. Проверочный расчет подшипника по динамической грузоподъемности

Суммарные радиальные усилия в подшипнике

Осевые составляющие радиальных усилий подшипников

S₁ = 0,83 · e · R_γ = 0,83 · 0,31 · 1560 = 401Н

Определяем эквивалентную нагрузку

P_экв = ( X · V · R_γ + Y · R · F_α ) K_σ · K_τ (35)

X = 1V = 0,7Y = 1,937

R_γ = 4080K_τ = 1K_σ = 1,3F_α2 = 1050

P_экв = (1 · 0,7 · 1554 + 1,937 · 401) · 1 · 1,3 = 2010Н

(36)

Расчет долговечности

(37)

N = 70 об/мин – частота вращения выходного вала

Расчет долговечности подшипников превышает срок службы редуктора, следовательно, они выбраны правильно.

6. Проверочный расчет шпонок

Напряжение смятия в соединении

, где (38)

;

М – передаваемый вращающий момент;

F = (h – t₁) · l_p – площадь смятия;

L_p – рабочая длина шпонки;

[ σ ]_см – допускаемое напряжение смятия,

[ σ ]_см ≤ 100 Н/мм²

С учетом указанных выше значений P и F, формулу приводим к виду

(39)

l_p = 60мм – b = 60 – 16 = 44 мм

принимаем 44мм.

Шпонка подобрано верно, т.к. σ_см < [ σ ]_см

7. Выбор смазки деталей редуктора

Так как редуктор имеет вертикально расположенные валы , в этом случае есть шанс что жидкая смазка будет протекать в месте выхода вала из корпуса. Исходя из того что смазку редуктора с помощью масляной ванны не получается и что частота вращения выходного вала сравнительно невысока, принимаем для смазки деталей густую смазку – типа солидол.

8. Тепловой расчет редуктора

При работе редуктора потери мощности, вызванные трением в зацеплении и в подшипниках, перемешиванием и разбрызгиванием масла, приводят к нагреву деталей редуктора и масла. При нагреве редуктора вязкость масла резко падает, что приводит к нарушению режима смазывания. Нормальная работа редуктора будет обеспечена, если температура масла не превысит допускаемой.

(м²) – площадь теплопроводящей поверхности;

а=15 0 (мм) – межосевое расстояние; К_t – коэффициент теплоотдачи.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

, (40)

где t_м – температура масла,

⁰С;t_в – температура окружающего воздуха, ⁰С

(кВт) – подводимая мощность;

η=0.95 – КПД редуктора.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и принимаем коэффициент теплопередачи (Вт/м²∙⁰С).

Тогда

Допускаемый перепад температур .

9. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса тщательно очищают о покрывают маслостойкой краской. Сборку редуктора производят в соответствии с чертежом общего вида. Начинают сборку с того, что на вал надевают шариковые радиально-упорные подшипники, предварительно нагрев их в масле до 80^о-100^оC. Собранный вал вставляют в корпус.

Вначале сборки вала колеса закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают роликовые конические подшипники, нагретые в масле. Собранный вал укладывают в основание корпуса и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка фланцев спиртовым лаком. Для центровки крышку устанавливают на корпус с помощью двух конических штифтов и затягивают болты.

Закладывают в подширниковые сквозные крышки резиновые манжеты и устанавливают крышки с прокладками.

Собранный редуктор обкатывают и испытывают на стенде в соответствии с техническими условиями.

Список используемой литературы

привод зубчатый передача

1. Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроительных вузов. М., «Высшая школа», 1975 – 551с

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. Учеб. Пособие для техникумов. – «Высшая школа» 1991 – 432с.

3. Воробьёв Ю.В., Ковергин А.Д., Родионов Ю.В.,Галкин П.А. «Детали машин» Учебно-методическое пособие. Тамбов. 2004 – 96с

4. Курсовое проектирование по деталям машин. С.А. Чернавский. Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. – М.: Машиностроение, 1988 – 416с.

5. Атлас конструкций

6. В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя, тома 2 и 3. М.: Машиностроение, 1980.

Размещено на Allbest.ru