Реферат Проектування привода

Страница 1 из 2 | Следующая страница

>Оглавление

 

Завдання для контрольної роботи

1 Визначення потужності наприводном валу

2 Вибір електродвигуна

3Кинематический розрахунок приводу

4 Розрахунок параметрів зубчастих коліс

4.1 Визначення механічних властивостей матеріалів

4.2 Розрахунок параметрів передачі

5 Конструювання валів редуктора

5.1 Розрахунок діаметрів валів

5.2 Розрахунокшпоночних сполук

5.3 Розрахунок звичайною зубчастою муфти

5.4 Розробка креслення валу редуктора

6Проверочний розрахунок швидкохідного валу

6.1 Визначення реакцій опор

6.2 Розрахунок статичної міцності валу

6.3 Уточнений розрахунок міцності валу

7 Підбір підшипниківкачения

Список використаної літератури


Завдання для контрольної роботи

Провестипроектировочний і перевірочний розрахунок деталей механізму приводу виходячи з його складального креслення. Виробити вибір електродвигуна, розрахунок сполук, муфт і основних деталей редуктор, і навіть орієнтовного значення коефіцієнта корисної дії. Виконати робочий креслення валу.

>Кинематическая схема.

Вихідні дані:

>Долговечность приводуt>, год: 11600

Потужність тихохідного валу N2, кВт: 3,3

Частота обертання тихохідного валу n2, хв-1: 435

Матеріал валу: сталь 45 зтермообработкой поліпшенням


1 Визначення потужності наприводном валу

ККД редуктора:

> =>зп ·м ·п2

>>зп = 0,95…0,98; приймаємо>зп = 0,98 – ККД закритою циліндричною передачі;

>м = 0,995 – ККД муфти;

>п = 0,99 – ККД пари підшипниківкачения.

> = 0,98 · 0,995 · 0,992 = 0,955

>Требуемая потужність двигуна:

N1 = N2/ = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.


2 Вибір електродвигуна

Вибираємо електродвигун з запасом потужності:4А112МВ6Y3 з такими характеристиками:

N>дв = 4 кВт; n>двз = 1000 хв-1;d>дв = 38 мм;>max = 2,2.

Частота обертання двигуна за номінальної навантаженні:

n1 = n>дв = n>двз · (>1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 хв-1, де:

>s – коефіцієнт ковзання, приймаємоs = 0,04.

 


3Кинематический розрахунок приводу

>Передаточное число редуктора:

u = n1 / n2 = 960 / 435 = 2,2

Приймаємо найближче стандартне значення (другий ряд): u = 2,24.

Уточнимо частоту обертання тихохідного валу редуктора:

n2 = n1 / u = 960 / 2,24 = 429 хв-1

>Угловие швидкості обертання валів:

>1 =n1 / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 з-1;

>2 =n2 / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 з-1.

>Вращающие моменти на валах:

Т1 = N1 / 1 = 3,46 · 103 / 100,5 = 34,43Н·м;

T2 = (N2 / 2) · = T1 · u · = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65Н·м.


4 Розрахунок параметрів зубчастих коліс

 

4.1 Визначення механічних властивостей матеріалів

Вибираємо для шестерні сталь 45 зтермообработкой поліпшеннямНВ 240, а колеса теж сталь 45 зтермообработкой нормалізацієюНВ 215.

Приймемо попередньо: для шестерні діаметр заготівлі до 100 мм, а колеса до 400 мм. Тоді:

- для матеріалу шестерні: межа плинностіт = 440МПа, межа міцностів = 780МПа;

- для матеріалу колеса: межа плинностіт = 280МПа, межа міцностів = 550МПа.

По заданої довговічності визначаємо кількість робітників циклів:

- шестерні N>ц1 = 60 · 960 · 11600 = 6,7 · 108;

- колеса N>ц2 = 60 · 429 · 11600 = 3 · 108.

Оскільки Nц > 107 приймаємо коефіцієнт довговічності До>HL = 1.

Коефіцієнт безпеки приймемо: [n] = 1,15.

ПриНВ 350НВ:М>limb = 2 ·HB + 70, тоді:

- для шестерніМ>limb1 = 2 · 240 + 70 = 550МПа

[>H]1 = (>М>limb1 · До>HL) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3МПа

- для колесаМ>limb2 = 2 · 215 + 70 = 500МПа

[>H]2 = (>М>limb2 · До>HL) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8МПа


4.2 Розрахунок параметрів передачі

>Введем коефіцієнт, враховує динамічність навантаження і нерівномірність зачепленняkH = 1,2.

Коефіцієнт ширини колеса:>ba = 0,4.

>Межосевое відстань з умови контактної міцності зубів:

>W = (u + 1) = (2,24 + 1) = 91,3 мм.

ПриймаємоW = 100 мм.

>m = (0,01-0,02)W = 1-2 мм, приймаємоm = 1 мм.

Визначаємо сумарна кількість зубів шестерні і колеса:

>z> = 2W /m = 2 · 100 / 1 = 200,

і навіть окремо для швидкохідної щаблі передач:

>z1 = 2W /m(u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7;z1 = 62

Длятихоходной щаблі:

>z2 =z1u = 61,7 · 2,24= 138,2;z2 = 138

Уточнюємо передатне число:

u =z2 /z1 = 138 / 62 = 2,23

>Делительние діаметри:

>d1 =mz1 = 1 · 62 = 62 мм

>d2 =mz2 = 1 · 138= 138 мм

>Диаметри вершин зубів:

>da1 =d1 +2m = 62 + 2 · 1 = 64 мм

>da2 =d2 +2m = 138 + 2 · 1 = 140 мм

>Ширина колесапрямозубой передачі при>ba = 0,4:

b2 =>ва ·W = 0,4 · 100 = 40 мм

>Ширина шестерні:

b1 = b2 + 4 = 40 + 4 = 44 мм

>Диаметри окружності западин:

>d>f1 =d1 –2,5m = 62 – 2,5 · 1 = 59,5 мм

>d>f2 =d2 –2,5m = 138– 2,5 · 1 = 135,5 мм

Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

>>bd = b1 />d1 = 44 /62 = 0,71


5 Конструювання валів редуктора

 

5.1 Розрахунок діаметрів валів

 

Діаметр вихідного кінця валу, виходячи з розрахунку на крутіння:

>d = ,

де [>]>k – допущені напруги крутіння, зумовлені механічними властивостями матеріалу валу.

[>]>k =0,1т

Ведучий вал виконаємо впродовж одного ціле з шестірнею. Як матеріалів валів візьмемо: сталь 45 зтермообработкой поліпшенням.

Тоді для ведучого валу:

[>]>k =0,1т = 0,1 · 440 = 44МПа

>dВ1 = = 15,8 мм

Оскільки діаметр валу двигунаd>дв = 38 мм, то остаточно беремоdВ1 = 38 мм. Діаметр валу під підшипники приймаємо 50 мм.

Для відомого валу:

[>]>k =0,1т = 0,1 · 440 = 44МПа

>dВ2 = = 20,3 мм

Приймаємо: вихідний діаметр25 мм, під підшипники –35 мм, під колесо -45 мм.

 

5.2 Розрахунокшпоночних сполук

 

Розміри призматичнихшпонок вибираємо по діаметру валу:

Ведучий вал:

>dВ1 = 38 мм, беремо шпонку:10х8,t1 = 5 мм.

Ведений вал:

>dВ2 = 25 мм, беремо шпонку:8х7,t1 = 4 мм.

>d>В2.1 = 45 мм, беремо шпонку:14х9,t1 = 5,5 мм.

>Длинупризматической шпонки вибираємо з стандартного низки відповідно до розрахунком насмятие по бічним сторонам шпонки:

lр (2 · Т · 103)/(d(h –t1) · [>див])

>Допускаемие напругисмятия:

[>див] =т / [>s],

де [>s] – дозволений коефіцієнт запасу.

Дляшпонок зчистотянутой стали45Х приймаємот = 400МПа. Приймаємо: [>s] = 2,3

[>див] = 400 / 2,3 = 173,9МПа

Ведучий вал:

 

l>р1 = (2 · 34,43 · 103)/( 38 · (8 – 5) · 173,9) = 3,47 мм

l1 = l>р1 + b = 3,47 + 10 = 13,47 мм

Остаточно беремо: l1 = 20 мм

Ведений вал:

 

l>р2 = (2 · 73,65 · 103)/( 25 · (7 – 4) · 173,9) = 11,3 мм

l2 = l>р2 + b = 11,3 + 8 = 19,3 мм

Остаточно беремо: l2 = 20 мм

l>р3 = (2 · 73,65 · 103)/( 45 · (9 – 5,5) · 173,9) = 5,4 мм

l3 = l>р3 + b = 5,4 + 14 = 19,4 мм

Остаточно беремо: l3 = 20 мм

>Ширина колеса 40 мм – ключ підходить.

5.3 Розрахунок звичайною зубчастою муфти

У привід використовуватимемо зубцювату муфту. Вибір муфти виробляється у залежність від діаметра валу і переданогокрутящего моменту критерієм:

Т>расч =k · Тдля. Ттабл.

Приймаємоk = 1, тоді:

Т>расч = Т1 = 34,43Н·м

Діаметр муфти:

>dМ 10 = 10 = 35 мм

>qM = 0,2 – 0,25

>kМ = 4 – 6 – при твердості 40-50HRC

Вибираємо зубцювату муфтуdМ = 60 мм, Т = 4000 М · м.

5.4 Розробка креслення валу редуктора

Основні розміри валу редуктора були отримані результаті його проектування. Відсутні розміри визначимо виходячи з обраного варіанта виконання.

Вал редуктора спроектований східчастим, це справді дає ряд переваг: зручність складання; виготовленнясопрягаемих деталей у системі отвори.

Розміри під посадкові місця підсопрягаемие деталі виберемо з їхньої відповідним розмірам та технічним умовам сполук.

Задля більшої можливості виходушлифовального каменю при обробці

посадкових поверхонь валу введемо канавку.

Задля більшої вимог взаємозамінності і забезпечення необхідного якості сполукпроставим на кресленні допуски на розміри.

Зазначимо шорсткість оброблюваних поверхонь. У технічних вимогах зазначимо термообробку.


6Проверочний розрахунок швидкохідного валу

 

6.1 Визначення реакцій опор

 

Для перевірочного розрахунку статичної іусталостной міцностіступенчатого валу складемо його розрахункову схему.

Розрахункова схема валу.

>Геометрические параметри валу визначимо виходячи з креслення:

а = 75 мм; b = 42 мм; з = 42 мм.

Розглянемо зовнішні сили, навантажують швидкохідний вал редуктора.

З боку муфти від електродвигуна на вал діє крутний момент Т1 і поперечна сила F>r; із боку зачеплення окружна сила FT і поперечна R0:

FT =2T1 /d1 = 2 · 34,43 · 103 / 62 = 1111 М

R0 = FT ·tg = 1111 ·tg 20° = 404 М

F>r = (0,1 –0,3)F>t ,

де F>t – окружне зусилля, чинне на зуби муфти.

F>t =2T1 /dМ = 2 · 34,43 · 103 / 60 = 1148 М

Приймаємо F>r = 344,4 М

Розглянемо площинуYOZ:

Агов = 0; -R>By · (>c+b) – R0 · b + F>r · a = 0

R>By = (F>r · a – R0 · b) / (>c+b) = (344,4 · 75 – 404 · 42) / 84 = 105,6 H

Bу = 0; R>Ay · (>c+b) + R0 · з + F>r · (a + b + з) = 0

R>Ay = (-F>r · (a + b + з) – R0 · з) / (>c+b) = (-344,4 · 159 – 404 · 42) / 84 = - 854 H

Перевірка:

>Fу = 0; -F>r - R>Ay – R0 - R>By = -344,4 + 854 – 404 – 105,6 = 0

Побудоваепюри Му:

Ділянка 0 z a, a = 0,075 м.

Му = - F>r ·z

Му(0) = 0

Му(0,075) = -344,4 · 0,075 = -25,8 М · м

Ділянка a z a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

Му = - F>r ·z - R>Ay · (>z – a)

Му(0,075) = - F>r ·z = -344,4 · 0,075 = -25,8 М · м

Му(0,117) = -344,4 · 0,117 – (- 854) · (0,117 – 0,075) = -4,4 М · м

>ПлоскостьXOZ.

О = 0; -FT · b – R>Bx (з + b) =0

R>Bx = - FT · b / (з + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 М

>Вх = 0; FT · з + RАx (з + b) =0

RАx = - FT · з / (з + b) = -1148 · 42 / 84 = -574 М

Перевірка:

>Fx = 0; RАx + R>Bx + FT = 0

-574 – 574 + 1148 = 0

Побудоваепюри Мx.

Ділянка 0 z a, a = 0,075 м.

Мx(0) = 0

Мx(0,075) = 0 – у цьому ділянці немаєизгибающих сил.

Ділянка a z a + b, a = 0,075 м, b = 0,042 м.

Мx(0,075) = 0

Мx(0,117) = RАx · b = 574 · 0,042 = 24,1 М · м

>Результирующие реакції опор.

RA = = = 1029 H

RB = = = 583,6 H

Побудоваепюри М>z.

T1 = 34,43 М · м

Ділянка 0 z a + b

M>z = - T1 = -34,43 М · м

6.2 Розрахунок статичної міцності валу

Зепюр можна зробити такі висновки.

Небезпечнимисечениями для аналізованого валу, які потрібно перевірити на міцність, є перерізу: (>z = 0), як найменш жорстке прикрученииdВ1 = 38 мм, і навіть перерізу (>z = a) і (>z = a + b), де діють найбільшіизгибающие моменти.

Усечении (>z = 0) є ще ішпоночний паз, слабшання його жорсткість.Сечение (>z = a), де дієизгибающий момент:

Ма = = = 25,8Н·м

І крутний момент М>z = 34,43Н·м, перебуває у складному напруженому безпечному стані і у своїй має діаметр, незначно перевищує найменший. Усечении (>z = a + b)изгибающий момент сягає величини:

Ма + b = = = 24,5Н·м

>Рассчитаем найбільші напруги в небезпечних перетинах.

Усечении (>z = 0) нормальні напруги від осьових зусиль іизгибающих моментів рівні нулю,касательние напруги>max визначаютьсякрутящим моментом

М>z = 34,43Н·м і полярним моментом опору перерізу W>p циліндричного кінця валу зішпоночним пазом, глибиноюt1 = 5 мм.

W>p = - = - = 10052 мм3

Тоді найбільшікасательние напруги:

>>max = М>z / W>p = 34,43 / 10052 · 10-9 = 3,4МПа,

а умова міцності валу всечении (>z = 0):

>>max = 3,4МПа [>]>k = 44МПа

виконується.

Усечении (>z = a) найбільші нормальні напруги визначаються величиноюизгибающего моменту Ма = 25,8Н·м і моментом опору перерізу валу.

Wa = = = 12266 мм3

>>max = Ма / Wa = 25,8 / 12266 · 10-9 = 2,1МПа,

а найбільшікасательние напруги цього перерізу з полярним моментом:

W>p = = = 24532 мм3, рівні:

>>max = М>z / W>p = 34,43 / 24532 · 10-9 = 1,4МПа

Як допустимих напруг на вигин приймемо:

[>] = 0,8 ·T = 0,8 · 440 = 352МПа

У цьому умова статичної міцності наведеними напругам виконується.

>ін = = = 3,2МПа [>] = 352МПа,

Усечении (>z = a + b) розрахуємо аналогічно, з огляду на те, що найбільші нормальні напруги визначаються величиноюизгибающего моменту

Ма + b = 24,5Н·м і моментом опору перерізу валу (з діаметром шестерні по западинам):

Wa = = = 20670 мм3

>>max = Ма + b / Wa = 24,5 / 20670 · 10-9 = 1,2МПа

W>p = = = 41340 мм3

>>max = М>z / W>p = 34,43 / 41340 · 10-9 = 0,8МПа

Умова статичної міцності наведеними напругам виконується.

>ін = = = 1,8МПа [>] = 352МПа,

6.3 Уточнений розрахунок міцності валу

>Определимусталостние характеристики матеріалу валу – шестерні, виготовленої зі сталі 45 з поліпшенням (>т = 440МПа,в = 780МПа). При симетричному циклі (R = -1) маємо:

>-1 = 0,43 ·в = 0,43 · 780 = 335,4МПа

>-1 = 0,6 ·-1 = 0,6 · 335,4 =

Страница 1 из 2 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація