Технические характеристики привода

Дата: 2025-05-01; Просмотры: 1

Оценка:

0.00 из 5.00 — оценок

Скачиваний: 0

Скачать

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Сибирский государственный аэрокосмический университет

им. академика М.Ф. Решетнева»

КУРСОВАЯ РАБОТА

Пояснительная записка

СибГАУ КР.ДМ 01.09.000 ПЗ

Красноярск 2013

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Сибирский государственный аэрокосмический университет

им. академика М.Ф. Решетнева»

ЗАДАНИЕ

НА КУРСОВУЮ РАБОТУ

Красноярск 2013

Технические характеристики привода

Схема механизма

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

В общем машиностроении большинство машин приводятся в движение от трехфазных электродвигателей переменного тока. Наиболее широкое распространение имеют двигатели серии 4А [1, с 11 ].основными характеристиками которых являются номинальная мощность и номинальное число оборотов вращения ротора . Ориентировочные значения КПД передач и элементов привода[1, c 13].

Марка=4АМ132S4У3

Общее передаточное отношение привода и его разбивка по ступеням. Рекомендации по выбору передаточных отношений для отдельных ступеней привода [1,c15] .Передаточное число закрытых передач [1, c 16].

Рассчитанные кинематические и силовые параметры валов привода сведены ниже в таблицу.

Таблица 1. Кинематические и силовые параметры валов привода.

Мощность на валах:

2. Проектный и проверочный расчет закрытой передачи.

2.1Выбор материала для изготовления конических колес редуктора.

Механические характеристики сталей[1, c 23].

Сталь 45; Шестерня D=80; S=50

269…302 HB (285.5)

Колесо D=125;S=80

235…262HB (248.5)

2.2.Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений.

Допускаемые контактные напряжения определяем по зависимости:

Предел контактной выносливости и коэффициентов безопасности для стальных зубчатых колес из углеродистых и легированных сталей [1, c 25].

Коэффициент долговечности вычисляем по формуле:

Базовое число циклов нагруженных для контактных напряжений в зависимости от поверхностной твердости зубьев колес [1,c 25].

Число циклов нагруженной за весь срок службы при работе нереверсивной передачи с постоянной нагрузкой

бщее время работы передачи:

Колесо: D=125;S=80

235…262HB

Допускаемое напряжение изгиба:

Пределы изгибной выносливости и коэффициенты безопасности для стальных зубчатых колес при работе одной стороной[1, c 27].

Шестерня:

Колесо:

Рассчитанные механические свойства выбранных материалов колес сведены ниже в таблицу.

Таблица 2. Механические свойства выбранных материалов колес.

Элемент Передачи	Материал	Термообработка	Конт. Напр.	Изгибное напр. мПА
Шестерня	45	Улучшение	582.7	293.8
Колесо	45	Улучшение	515	256

2.3.Проектный расчет закрытой конической прямозубой передачи.

Определяем диаметр внешней делительной окружности шестерни.

Коэффициент К в зависимости от поверхности твердости и зубьев шестерни и колеса соответственно имеет следущее значения:

-при ≤350HB, ≤ 350HB K=30;

-при ≥45 HRC, ≤350 HB K=25;

-при ≥45 HRC, ≥45 HRC K=22.

Окружную скорость , м/с, на среднем делительном диаметре вычисляем по формуле:

Значение коэффициентов и [1,c 45].

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:

Значение коэффициента внутренней динамической нагрузки для прямозубых конических колес [1, c 46].

Значение коэффициента вычисляем ориентировочно:

Угол делительного конуса шестерни

Внешнее конусное расстояние

Ширина зубчатого венца b=(0.2…0.3)* =0.285*156.25=44.53

Определяем модуль передачи. Внешний торцовый модуль передачи:

Значение коэффициента внутренней динамической нагрузки для прямозубых конических колес [1,c 35].Для конических колес с круговыми зубьями значение [1, c 35].

Находим число зубьев шестерни и колеса :

Полученные значения округляем в блажащую сторону до целого числа.

Фактическое передаточное число определяем как

Отклонение от заданного значения:

Вычисляем действительные геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу.

Таблица 3. Основные геометрические соотношения конических зубчатых передач.

Параметры	Расчетные формулы для прямозубой передачи
Внешний делительный диаметр, мм Шестерни Колесо
Внешнее конусное расстояние, мм	0.5*2*
Угол делительного конуса, град с точностью до 1 Шестерни Колесо
Ширина зубьев	b 0.285*
Средний модуль, мм.
Средний делительный диаметр ,мм Шестерни Колесо
Высота головки зуба, мм
Высота ножки зуба, мм
Угол ножки зуба, град
Лист Изм. Лист № докум. Подпись Дата Угол головки зуба, град	=
Внешний диаметр вершин зубьев, мм Шестерня Колесо	d
Внешний диаметр впадин зубьев, мм Шестерни Колесо

Находим силы, действующие в зацеплении.

Проверяем передачу на контактную прочность:

[1,c 34;35].

Определяем процент перегрузки:

Полученные результаты находятся в пределах допускаемой нормы.

9.Расчетные напряжения изгиба составляет :

Где [1,c 36] в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес

для шестерни

Для колеса:

H/mm

Расчет выполнялся нами для наиболее слабого звена передачи, найденного сравнением отношений:

для шестерни: =94.08

для колеса:

3.Расчет открытых передач.

Расчет плоскоременной передачи.

Тип плоского ремня выбираем в зависимости от условий работы и практических рекомендации.

- кордошнуровые прорезиненные ремни рекомендуются для передачи широкого диапазона мощностей при спокойных нагрузках до скоростей ν м/с.

Определяем диаметр ведущего( малого) шкива передачи, исходя из условия долговечности[1, c78;79]:

-для кордошнуровых ремней

Определяем скорость ремня, м/с, и сопоставляем ее с оптимальной для принятого типа ремня:

из стандартов

Определяем диаметр ведомого (большого) шкива :

округляем по стандартному ряду

Уточняем передаточное отношение:

Ориентировочно вычисляем межосевое расстояние [1, c 80] а=2,6* =2,6*180=468

Определяем расчетную длину ремня, мм:

Согласно табл.3.3[1, c 79]

На долговечность передачу проверяем по числу пробегов ремня ν.

Находим уточненное межосевое расстояние, мм, и производим расчет только для передач с бесконечным ремнем при окончательно установленной длине ремня по стандарту:

10.Определяем угол обхвата ремнем малого шкива , град, и при необходимости увеличиваем межосевое расстояние a или применяем натяжной ролик:

Допускаем [ ]≥

Определяем допускаемую приведенную удельную окружную силу рассчитываемой передачи, Н/мм:

[1,c 78]; [1,c 82]; [1,c 82]; [1,c 82]; [1, c 83].

Вычисляем окружную силу, Н, по формуле

По расчету тяговой способности определяем требуемую ширину ( поперечного сечения) ремня b:

- для синтетических и кордошнуровых ремней

Округляем b=100

Сила давления на валы и опоры зависит от способа регулировки натяжения ремня:

- при автоматическом регулировании Q=2*

Устанавливаем ширину шкива

В=112[1, c 84]

4.Расчет валов редуктора

4.1.Расчет валов.

Быстроходный [2, c 112]

Муфта

[2, c 435] подшипник 46309

D=100 B=25

- граф. -граф.

Все округления [2, c 326]

Тихоходный [2, c 112]

Колесо (Шкив)

Т=176,2

=1.25*45=56.25 56

Все округления [2, c 326]

4.2. Проверочный расчет ведущего вала на статистическую прочность

Ведущий вал (быстроходный вал)

рис. 1

Дано:

Ft1 = 1421, 6 H;

Fr1 = 501, 54 H;

Fa1 = 102, 36 H;

Fм. = Н

LБ = 134 мм; L1 = 45 мм d1 = 53, 32 мм

LМ = 75 мм;

На рис. 1 составляем расчетную схему вала, проставляем все действующие на вал силы и определяем реакции опор:

Вертикальная плоскость:

а) определяем опорные реакции

∑ М3 = 0 – Fr1 · (L₁ + L_Б) + RАУ ·LБ + F_а1 = 0

RАУ =

∑ М2 = 0 – Fr1 · L1 + RВУ ·LБ + F_а1 = 0

RВУ =

Проверка: –RАУ + RВУ + Fr1 = – 650 + 148 –501,54= 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…3, Нм

Мх1 = F_а1 = 102,36· = 2729 Н·мм = 2,7 Н·м ;

Мх2 = F_а1 – Fr1· L1 = 102,36 · – 501,54·45 = – 19840 Н·мм =

= – 19,8 Н·м;

Мх3 = 0

Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции

∑ М3 = 0 – Ft1 · (L₁ + L_Б) + RАX ·LБ – F_м ·LМ = 0

RАХ =

∑ М2 = 0 –Ft1 · L₁ + RВX ·LБ – F_м ·(LМ + LБ) = 0

RВХ =

Проверка: RBX – RAХ + Ft1 – F_м = 958 – 2071,4 + 1421,6 – 308 = 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1…4, Нм

Му1 = 0 Му2 = Ft1 · L₁ = 1421,6·45 = 63972Н·мм = 64 Н·м;

Му4 = 0 Му3 = – F_м ·LМ = – 308 ·75 = –23100 Н·мм = – 23,1 Н·м;

Строим эпюру крутящих моментов, Н·м

Мк = Мz = F_t1 = 1421,6 = 37899 Н·мм = 38 Н·м

Суммарные реакции:

RA = =

RB = =

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м

М2 = =

М3 = М_У3 = 23,1 Н·м

4.3. Проверочный расчет ведомого вала на статистическую прочность

Ведомый вал

рис. 2

Дано:

Ft2 = 1421,6 H;

Fr2 = 102,36 H;

Fa2 = 501,54 H;

Fo.п. =

L2 = 104 мм; L3 = 58 мм; d2 = 263,16 мм

LОП = 78 мм;

На рис. 2 составляем расчетную схему вала, проставляем все действующие на вал силы и определяем реакции опор:

Вертикальная плоскость:

а) определяем опорные реакции

∑ М7 = 0 Fr2 · L3 + RСУ · (L2 + L3) – F_а2 + F_оп ·LОП = 0

RСУ =

∑ М5 = 0 – Fr2 · L2 – RDУ ·(L2 + L3) – F_а2 + F_оп ·(L2+ L3 + LОП) = 0

RDУ =

Проверка: RCУ + RDУ + Fr2 – F_оп = – 42,0 + 796,9 + 102,36 – 857,2 = 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 5…8, Нм

Мх5 = 0; Мх6 = RCУ · L2 = – 42,0 ·104 = – 4368 Н·мм = – 4,4 Н·м;

Мх8 = 0 Му7 = – F_оп ·LОП = – 857,2 ·78 = – 66862 Н·мм = – 66,9 Н·м;

Мх6 = – F_оп ·( LОП + L3) + RDУ · L3 = – 857,2 ·(78 + 58) + 796,9 ·58 =

= –70359Н·мм = – 70,4 Н·м;

Горизонтальная плоскость

а) определяем опорные реакции

∑ М7 = 0 – Ft2 · L3 + RCX ·(L2 + L3) = 0

RCХ =

∑ М5 = 0 Ft2 · L2 – RDX ·(L2 + L3) = 0

RDХ =

Проверка: RCX + RDУ – Ft2 = 509 + 912,6 – 1421,6 = 0

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 5…7, Нм

Му5 = 0 Му6 = RСХ · L2 = 509 · 104 = 52936Н·мм = 52,9Н·м;

Му7 = 0

Строим эпюру крутящих моментов, Н·м

Мк = Мz = F_t2 = 1421,6 = 187054 Н·мм = 187 Н·м

Суммарные реакции:

RС = =

RD = =

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н·м

М6 = =

М7 = М_У7 = 66,9 Н·м

5. Расчет подшипников:

5.1.Расчет подшипников ведущий вала редуктора (быстроходный вал)

Дано:

RA = 2171Н;

RB = 969Н;

Fa1 = 102 H;

Характеристика подшипника 7209:

С_r = 42700H, C_0r = 33400H, е = 0,41, V = 1,0, Y = 1,45

Определяем осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников (табл. 9.1).

R1 = 0,83e ·RA = 0,83 ·0,41 · 2171 = 739 H

R2 = 0,83e ·RB = 0,83 ·0,41· 969 = 330 H

Осевые нагрузки подшипников – по [2,с 148] R1 > R2 ; Fa1 > 0, тогда

Fa1 = R1 = 739 Н; Fa2 = R1 + Fa1 = 739 + 102 = 841

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение > е, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Рэ = (X·V·RВ + Y·Fa2) ·Ks ·KТ, где V– коэффициент, учитывающий вращение колец; V=1(вращается внутреннее кольцо)

Х – коэффициент радиальной нагрузки; для конических подшипников Х = 0,4 [2, c 142].

Кs – коэффициент безопасности; по [2, с 145] Кs = 1,2

КТ – температурный коэффициент; по [2,с 147] КТ = 1

Pэ2 = ( 0,4· 1· 969 + 1,45· 841) ·1,2 ·1 = 1928 Н

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение < е, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Р_э1 = V·R_А·K_s ·K_Т

Pэ1 = 1· 2171 · 1,2· 1 = 2605 Н

Расчетная динамическая грузоподъемность

,

где L_h – заданная долговечность, час

L_h = 30905час

5.2.Расчет подшипников ведомого вала редуктора (тихоходный вал)

Дано:

RС = 511Н;

RD = 1212Н;

Fa2 = 502 H;

n = 291об/мин

Характеристика подшипника 7209:

С_r = 42700H, C_0r = 33400H, е = 0,41, V = 1,0, Y = 1,45

Определяем осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников [2,c 142].

R3 = 0,83e ·RС = 0,83 ·0,41 · 511 = 174 H

R4 = 0,83e ·RD = 0,83 ·0,41· 1212 = 412 H

Осевые нагрузки подшипников – по [2, c 148] R3 < R4 ; Fa1 > R4 – R3, тогда

Fa3 = R3 = 174 Н; Fa4 = R3 + Fa2 = 174 + 502 = 646 Н

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение < е, поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитываем.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Р_э3 = V·R_C·K_s ·K_Т

Pэ3 = 1· 511 · 1,2· 1 = 613 Н

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение > е, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентную нагрузку определяем по формуле:

Рэ4 = (X·V·RD + Y·Fa4) ·Ks ·KТ, где V– коэффициент, учитывающий вращение колец; V=1(вращается внутреннее кольцо)

Х – коэффициент радиальной нагрузки; для конических подшипников Х = 0,4 (табл. 9.1).

Кs – коэффициент безопасности; по [2, c 145] Кs = 1,2

КТ – температурный коэффициент; по [2,c 147] КТ = 1

Pэ4 = ( 0,4· 1· 1212 + 1,45· 645) ·1,2 ·1 = 1704 Н

Расчетная динамическая грузоподъемность

,

где L_h – заданная долговечность, час

L_h = 30905час

6. Выбор муфты

В приводах электродвигателей с малыми и средними крутящими моментами применяют муфты упругие втулочно – пальцевые. Наличие в них упругих элементов смягчает толчки и удары.

По ГОСТ 21424 – 75 принимаем муфту с цилиндрическими отверстиями под концы валов (тип I), исполнения – на длинные концы валов (исполнение 1).

Определяем расчетный крутящий момент

где Т – номинальный крутящий момент, передаваемый муфтой;

К_р – коэффициент режима нагрузки, для конвейеров ленточных принимаем К_р = 1,5;

Т₁ – крутящий момент на быстроходном валу редуктора, Т₁ = 46,79Н·м

Принимаем номинальный крутящий момент – 250 Н ·м (25кгс·м), диаметры соединяемых валов берем: электродвигатель – 38мм, редуктор – 32мм.

Муфта МУВП 250 – 32 – I.1 – 38 – I.1 ГОСТ 21424-75

7.Выбор системы смазки и сорта масла редуктора, уплотнений.

Для редуктора общего назначения обычно применяют непрерывное смазывание жидким маслом в виде погружения зубчатых колес в масляную ванну (картерная смазка).

Эту смазку применяют при окружных скоростях в зацеплении зубчатых передач до V < 12 м/с. При большей скорости масло сбрасывается с зубчатых колес центробежной силой. Зубчатые колеса погружают в масло на высоту зуба, но не выше центра нижнего тела качения подшипника.

Уровень масла в картере редуктора должен обеспечивать погружение венца колес на глубину не менее 10 мм. В многоступенчатых редукторах часто не удается погрузить зубья всех колес в масло, т.к. для этого необходим очень высокий уровень масла, что может повлечь слишком большое погружение колеса тихоходной ступени и даже подшипников в масло. В этих случаях применяют смазочные шестерни или другие устройства.

При смазке окунанием объем масляной ванны редуктора принимают из расчета ~ 0,5…0,8 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Для предотвращения обильного забрасывания масла в подшипники устанавливают маслозащитные шайбы или кольца

Т.к. у нас V = 8,59 м/с, то возьмем индустриальное масло И – Г – А – 32 ГОСТ 17479.4 – 87.

При нижнем расположении червяка

где m – модуль зацепления;

d₁ – диаметр червяка

Определяем объем масла, требуемый для проектируемого редуктора

Vм = 0,6 х 5,5 = 3,3дм

Контроль уровня масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируемым жезловым маслоуказателем. Слив отработанного масла производят через сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

В верхней части корпуса располагаем отдушину для снятия повышенного давления воздуха внутри корпуса.

Подшипники смазываем пластичной смазкой, которую закладываем в подшипниковые камеры при сборке. Периодически смазку пополняют шприцем через пресс-масленки. Сорт смазки – УТ – 1 по ГОСТ 1957-73.

8.Расчет шпоночных соединений.

Все шпонки редуктора проверяем на смятие по условию прочности.

Напряжение смятия и условия прочности:

σсм = ≤ [ σ ]см,

где

[ σ ]см = 100…120 Н/мм – допускаемое напряжение смятия при

стальной ступице

Принимаем шпонки призматические по СТ СЭВ 189-75

Материал шпонок – сталь 45 нормализованная.

Ведущий вал

Шпонка – на выходном конце вала.

dв = 32мм

b x h = 10 х8 мм

t1 = 5,0 мм

l = 70 мм – длина шпонки,

Т₂ = 46,79 Н· м = 46,79 Н·мм

σсм = < [ σ ]см

Ведомый вал

Шпонка – на валу при посадке зубчатого колеса

dв = 70мм

b x h = 20 х 12 мм

t1 = 7,5 мм

l = 110 мм – длина шпонки,

Т = 340,19 Н· м = 340,19 Н·мм

σсм = < [ σ ]см

Шпонка – на выходном конце вала.

d_к = 56 мм;

b х h = 16 х 10 мм;

t1 = 6,0 мм;

длина шпонки l = 100 мм;

момент на валу T3 = 340,19 ×10 Н×мм.

sсм = = 36 Н/мм < [ s]

Условие σсм < [ σ ]см выполнено.

9.Проверка запаса прочности и выносливости валов

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнение их с требуемыми ( допускаемыми ) значениями [ s ]. Прочность соблюдена при s > [ s ].

Принимаем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по сим- матричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому( пульсирующему ).

Производим расчет для предположительно опасных сечений вала.

Материал – сталь 40Х, нормализованная, σ_в = 980 Н/мм²

Пределы выносливости σ_-1 = 0,43σ_в = 0,43·980 = 421Н/мм ;

τ-1 = 0, 58σ-1 = 0,58·421 = 244 Н/мм

Рассматриваем сечение вала при соединении вала редуктора с валом электродвигателя

Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Момент сопротивления кручению (при dв = 32 мм b = 10мм t1 = 5,0 мм)

Wк нетто = =

Момент сопротивления изгибу

W нетто = =

Крутящий момент М_кр. = 46,79 Н ·м = 46,79 ·10³ Н·мм

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М^/ = 102,2 ·10³ Н·мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М^// = 105,7·10³ Н·мм

Суммарный изгибающий момент

М = = 147·10³ Н·мм

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

τ_υ = τ_m = = 4,0 Н/мм²

Амплитуда нормальных напряжений

σ_υ = = 55,5 Н/мм²

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = ,

где k_σ = 1,7 – коэффициент концентрации напряжений;

k_d = 0,77 –масштабный фактор;

s_σ = = 3,4

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = ,

где k = 2,0 – коэффициент концентрации напряжений;

k_d = 0,77 –масштабный фактор;

y = 0,1

s = = 22,6

Результирующий коэффициент запаса прочности для рассматриваемого сечения

S = > [ s ] = 1,3 – 1,5

Рассмотрим сечение посадки зубчатого колеса на вал.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки.

Крутящий момент М_кр. = 340,19 Н ·м = 340,19 ·10³ Н·мм

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости

М^/ = 111,62 ·10³ Н·мм

Изгибающий момент в вертикальной плоскости

М^// = 66,3·10³ Н·мм

Суммарный изгибающий момент

М = = 130·10³ Н·мм

Момент сопротивления кручению (при dв = 70 мм , b = 20мм, t1 = 7,5 мм)

Wк нетто = =

Момент сопротивления изгибу

W нетто = =

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

τ_υ = τ_m = = 2,7 Н/мм²

Амплитуда нормальных напряжений

σ_υ = = 5,0 Н/мм²

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

s_σ = ,

где k_σ = 1,7 – коэффициент концентрации напряжений;

e_σ = 0,76 –масштабный фактор;

s_σ = = 37,6

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

s = ,

где k = 2,0 – коэффициент концентрации напряжений;

e = 0,67 –масштабный фактор;

y = 0,1

s = = 29,3

Результирующий коэффициент запаса прочности для рассматриваемого сечения

S = > [ s ] = 1,6 – 2,1