Кінематичний розрахунок приводу і вибір електродвигуна

Зміст

Вступ

1. Кінематичний розрахунок приводу і вибір електродвигуна

2. Розрахунок закритих зубчастих передач

2.1 Розрахунок конічної пари

2.2 Розрахунок циліндричної пари

3. Розрахунок ланцюгової передачі

4. Розрахунок валів по еквівалентним моментам

5. Підбір підшипників кочення по динамічній вантажопідйомності

6. Підбір шпонок і перевірка шпонкових з’єднань

7. Уточнений розрахунок валів

8. Конструктивні розміри корпусу і кришки редуктора

9. Тепловий розрахунок редуктора і вибір сорту мастила

10. Вибір і перевірка муфт

11. Збирання і регулювання редуктора

Список використаної літератури

Вступ

"Деталі машин" є першим з розрахунково-конструкторських курсів, в якому вивчають основи проектування машин і механізмів.

Будь-яка машина (механізм) складається з деталей.

Деталь — така частина машини, яку виготовляють без складальних операцій. Деталі можуть бути простими (гайка, шпонка і т. п.) або складними (колінчастий вал, корпус редуктора, станина верстата і т. п.). Деталі (частково або повністю) об'єднують у вузли.

Вузол є закінченою складальною одиницею, що складається з ряду деталей, що мають загал функціональне призначення (підшипник кочення, муфта, редуктор і т. п.). Складні вузли можуть включати декілька простих вузлів (підвузлів); наприклад, редуктор включає підшипники, вали з насадженими на них зубчатими колесами і т.п.

Серед великої різноманітності деталей і вузлів машин виділяють такі, які застосовують майже у всіх машинах (болти, вали, муфти, механічні передачі і т. п.). Ці деталі (вузли) називають деталями загального призначення і вивчають в курсі "Деталі машин". Всі інші деталі (поршні, лопатки турбін, весельні гвинти і т. п.) відносяться до деталей спеціального призначення і вивчають в спеціальних курсах.

Деталі загального призначення застосовують в машинобудуванні в дуже великих кількостях (наприклад, в СРСР щорічно виготовляють близько мільярда зубчатих коліс). Тому будь-яке удосконалення методів розрахунку і конструкції цих деталей, дозволяюче зменшити витрати матеріалу, знизити вартість виробництва, підвищити довговічність, приносить великий економічний ефект.

 

Розрахунок закритих зубчастих передач

Розрахунок конічної пари

Приймаємо для шестерні і колеса одну і ту ж марку сталі з різною термообробкою (вважаючи, що діаметр заготовки шестерні не перевищить 120 мм).

 

 

По табл. 3.3.[1] приймаємо для шестерні сталь 40Х покращену з твердістю НВ270; для колеса сталь 40Х покращену з твердістю НВ245.

Допустимі контактні напруження (по формулі 3.9. [1]):

 

 МПа.

 

Тут прийнято по табл. 3.2. [1] для колеса

 

Мпа.

 

При тривалій експлуатації коефіцієнт довговічності =1.

Коефіцієнт безпеки приймаємо  =1,15.

Коефіцієнт  при консольному розміщенні шестерні - (див. табл.3.1. [1]).

Коефіцієнт ширини вінця по відношенню до зовнішньої конусної відстані (рекомендація ГОСТ 12289-76).

Зовнішній ділильний діаметр колеса:

 

; (2.1)

 

В цій формулі для прямозубих передач ; передаточне число ;

 

мм

 

Приймаємо по ГОСТ 12289-76 найближче стандартне значення  мм.

Приймаємо число зубів шестерні .

Число зубів колеса

 

 (2.2)

 

Оскільки числа зубів отримано без заокруглень, то відхилення від заданого передаточного відношення не проводимо.

Зовнішній коловий модуль

 

мм (2.3)

 

Уточнюємо значення

 

 мм (2.4)

 

Відхилення від стандартного значення складає , що допустимо, так як менше допустимих 2%.

Кути ділильних конусів

 

; ;

 

Зовнішня конусна відстань  і довжина зуба :

 

 мм; (2.5)

 мм (2.6)

 

Приймаємо  мм.

Зовнішній ділильний діаметр шестерні:

 

 мм (2.7)

 

Середній ділильний діаметр шестерні:

 

 мм (2.8)

 

Зовнішні діаметри шестерні і колеса (по вершинам зубів):

 

 мм (2.8)

мм (2.9)

 

Середній коловий модуль:

 

 мм (2.10)

 

Коефіцієнт ширини шестерні по середньому діаметру:

 

 (2.11)

 

Середня колова швидкість коліс:

 

 м/с (2.12)

 

Для конічних коліс, як правило, призначають 7-у степінь точності.

Для перевірки контактних напружень визначаємо коефіцієнт навантаження:

 

 (2.13)

 

По табл.. 3.5 [1] при , консольному розміщенні коліс і твердості  коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження по довжині зуба, . Коефіцієнт, що враховує розподілення навантаження між прямими зубами,  (див. табл.3.4 [1]).

 

Коефіцієнт, який враховує динамічне навантаження в зачепленні, для прямозубих коліс при  м/с  (див. табл. 3.6 [1]).

Таким чином, .

Перевіряємо контактне напруження:

 

 , (2.14)

 МПа.

 

Сили в зачепленні:

- колова  Н; (2.15)

- радіальна для шестерні, рівна осьовій для колеса,

 

 Н (2.16)

 

- осьова для шестерні, рівна радіальній для колеса,

 

 Н (2.17)

 

Перевірка зубів на витривалість по напруженням згину:

 

. (2.18)

 

Коефіцієнт навантаження

 

. (2.19)

 

По табл. 3.7 [1] при , консольному розміщенні коліс, валах на роликових підшипниках і твердості  значення .

По табл.3.8 при твердості , швидкості м/с і 7-й степені точності  (значення взято для 8-ї степені точності у відповідності з вказівкою на с.53 [1]).

Тоді, .

 - коефіцієнт форми зуба вибираємо в залежності від еквівалентних чисел зубів:

- для шестерні ; (2.20)

- для колеса . (2.21)

При цьому  і  (див ст. 42 [1]).

Допустиме напруження при перевірці зубів на витривалість по напруженням згину:

 

 (2.22)

 

По табл. 3.9 [1] для сталі 40Х покращеної при твердості

 

. (2.23)

 

Для шестерні  МПа.

Для колеса  МПа.

Коефіцієнт запасу міцності

 

 (2.24)

 

По табл. 3.9 [1] ; для поковок і штамповок . Таким чином, .

Допустимі напруження при розрахунку зубів на витривалість:

- для шестерні  МПа;

- для колеса  МПа.

Для шестерні відношення  МПа.

Для колеса -  МПа.

Подальший розрахунок ведемо для зубів колеса, так як отримане відношення для нього менше.

 

Перевіряємо зуб колеса:

 

 МПа  МПа.

Уточнений розрахунок валів

Приймаємо, що нормальні напруження від згину міняються по симетричному циклу, а дотичні від кручення – по нульовому(пульлсуючому).

Уточнений розрахунок полягає у визначенні коефіцієнтів запасу міцності для небезпечних перерізів і порівняння їх з потрібними (допустимими) значеннями .

Міцність дотримується при .

Ведучий вал.

Матеріал вала той же, що і для шестерні (шестерня виповнена як одне ціле з валом), тобто сталь 45, термічна обробка – покращення.

По табл. 3.3. при діаметрі заготовки до 120 мм (в нашому випадку мм) середнє значення МПа.

Межа витривалості при симетричному циклі згину

 

МПа. (7.1)

 

Межа витривалості при симетричному циклі дотичних напружень

 

МПа (7.2)

 

Переріз А-А. Цей переріз при передачі крутного моменту від електродвигуна через муфту розраховуємо на кручення. Концентрацію напружень викликає наявність шпонкової канавки.

Коефіцієнт запасу міцності

 

, (7.3)

 

де амплітуда і середнє напруження від нульового циклу

 

, (7.4)

 

При мм; мм, мм по табл. 8.5 [1]:

 

 мм³. (7.5)

 МПа.

 

Приймаємо  (див. табл. 8.5 [1]), (див. табл. 8.8 [1]) і .

 

.

 

Такий великий коефіцієнт запасу міцності пояснюється тим, що діаметр валу був збільшений при конструюванні для з’єднання його муфтою з валом електродвигуна.

По тій же причині перевіряти міцність в інших перерізах нема необхідності.

 

Рис. 7.1. Вал ведучий (І)

Проміжний вал.

Матеріал валу – сталь 45 нормалізована; МПа

Межі витривалості

 

МПа,  МПа.

 

Переріз А-А.

Діаметр валу в цьому перерізі 38 мм.

Концентрація напружень зумовлена наявністю шпоночної канавки (див. табл. 8.5 [1]):  і ; масштабні фактори ; .

Коефіцієнти  (див. ст.163 і 166 [1]).

Крутний момент  Н·мм.

Момент опору крученню ( мм, мм, мм)

 

 мм³.

 

Момент опору згину (див. табл.8.5 [1]):

 

мм³.

Рис. 7.2. Вал проміжний (ІІ)

 

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень:

 

 МПа.

 

Амплітуда нормальних напружень згину:

 

 МПа.

 

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням:

 

10,2,

 

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу А-А:

 

.

 

Переріз Б-Б.

Оскільки діаметр валу і розміри шпонкової канавки для цього перерізу такі ж, як і для А-А, то результуючий коефіцієнт міцності в пих приблизно рівний.

Переріз В-В.

Концентрація напружень зумовлена посадкою підшипника з гарантованим натягом (див. табл.8.7);  і ; приймаємо  і .

Осьовий момент опору:

 

Н·мм

 

Амплітуда нормальних напружень:

 

МПа; .

 

Полярний момент опору:

 

 мм³.

 

Амплітуда і середнє напруження циклу дотичних напружень:

 

МПа.

 

Коефіцієнт запасу міцності по нормальним напруженням:

 

.

 

Коефіцієнт запасу міцності по дотичним напруженням:

 

.

 

Результуючий коефіцієнт запасу міцності для перерізу В-В:

 

.

 

 Аналогічно проводимо розрахунок для перерізу Г-Г, а також для перерізів А-А, Б-Б і В-В вихідного валу(ІІІ) редуктора. Результати заносимо до таблиці 7.1.

 

Вал	Переріз
	А-А	Б-Б	В-В	Г-Г
Ведучий (І)	10,3	-	-	-
Проміжний (ІІ)	10,9	10,9	2,1	3,3
Вихідний (ІІІ)	3,5	6,1	4,2	3,2

Таблиця 7.1. Коефіцієнти запасу міцності вперерізах валів.

 

Рис.7.3. Вал вихідний (ІІІ)

Вибір і перевірка муфт

Типорозмір муфти вибирають по діаметру вала і по величині розрахункового крутного моменту:

 

; (10.1)

 

де - коефіцієнт, який враховує умови експлуатації, згідно табл.11.3[1] ;

- номінальний крутний момент на валу;

 - допустиме значення крутного моменту.

Для приводу трансмісії потрібно 2 муфти, в процесі роботи яких можливе деяке зміщення. Тому обираємо жорсткі втулочно-пальцеві муфти (МУВП) по ГОСТ 21424-75.

Для з’єднання електродвигуна з редуктором підбираємо муфту, яка підходить по діаметру з’єднуваних кінців валів: мм, мм, =250 Н·м. Перевіряємо: Н·м Н·м.

Для з’єднання ланцюгової передачі з валом трансмісії підбираємо муфту з наступними параметрами: мм, мм, =750Н·м.

Перевіряємо: Н·м Н·м.

Отже, обрані муфти задовольняють умовам міцності.

 

Рис.10.1. Основні розміри МУВП (ГОСТ21424-75)

 

Зміст

Вступ

1. Кінематичний розрахунок приводу і вибір електродвигуна

2. Розрахунок закритих зубчастих передач

2.1 Розрахунок конічної пари

2.2 Розрахунок циліндричної пари

3. Розрахунок ланцюгової передачі

4. Розрахунок валів по еквівалентним моментам

5. Підбір підшипників кочення по динамічній вантажопідйомності

6. Підбір шпонок і перевірка шпонкових з’єднань

7. Уточнений розрахунок валів

8. Конструктивні розміри корпусу і кришки редуктора

9. Тепловий розрахунок редуктора і вибір сорту мастила

10. Вибір і перевірка муфт

11. Збирання і регулювання редуктора

Список використаної літератури

Вступ

"Деталі машин" є першим з розрахунково-конструкторських курсів, в якому вивчають основи проектування машин і механізмів.

Будь-яка машина (механізм) складається з деталей.

Деталь — така частина машини, яку виготовляють без складальних операцій. Деталі можуть бути простими (гайка, шпонка і т. п.) або складними (колінчастий вал, корпус редуктора, станина верстата і т. п.). Деталі (частково або повністю) об'єднують у вузли.

Вузол є закінченою складальною одиницею, що складається з ряду деталей, що мають загал функціональне призначення (підшипник кочення, муфта, редуктор і т. п.). Складні вузли можуть включати декілька простих вузлів (підвузлів); наприклад, редуктор включає підшипники, вали з насадженими на них зубчатими колесами і т.п.

Серед великої різноманітності деталей і вузлів машин виділяють такі, які застосовують майже у всіх машинах (болти, вали, муфти, механічні передачі і т. п.). Ці деталі (вузли) називають деталями загального призначення і вивчають в курсі "Деталі машин". Всі інші деталі (поршні, лопатки турбін, весельні гвинти і т. п.) відносяться до деталей спеціального призначення і вивчають в спеціальних курсах.

Деталі загального призначення застосовують в машинобудуванні в дуже великих кількостях (наприклад, в СРСР щорічно виготовляють близько мільярда зубчатих коліс). Тому будь-яке удосконалення методів розрахунку і конструкції цих деталей, дозволяюче зменшити витрати матеріалу, знизити вартість виробництва, підвищити довговічність, приносить великий економічний ефект.

 

Кінематичний розрахунок приводу і вибір електродвигуна

 

Вихідні дані:

 кВт,

 рад/с,

 град.

 

Рис.1.1. Привід трансмісії

 

Визначаємо загальний ККД приводу:

 

; (1.1)

 

де - ККД пари циліндричних коліс, =0,98 (див.табл.1.1[1]);

- ККД пари конічних коліс, =0,97;

- ККД ланцюгової передачі, =0,95;

- ККД підшипників кочення, =0,99.

Потрібна потужність електродвигуна:

 

 кВт. (1.2)

 

Частота обертання вихідного валу трансмісії:

 

 об/хв. (1.3)

 

З таблиці П1 [1] по потрібній потужності кВт вибираємо електродвигун трифазний короткозамкнений закритого типу 4А 132М4 У3 з синхронною частотою обертання 1500 об/хв. і параметрами = 11 кВт і ковзанням 2,8%(ГОСТ 19523-81).

Номінальна частота обертання об/хв., а кутова швидкість

 

рад/с.

 

Визначимо загальне передаточне відношення:

 

, (1.3)

 

Згідно до ГОСТ 2185-66 приймаємо передаточні відношення:

-  для конічної пари ,

- для циліндричної пари ,

- для ланцюгової передачі .

Визначаємо обертові моменти:

- на валу двигуна (валу 1 редуктора):

 

 Н·мм

 

- на валу 2 редуктора:

 

Н·мм

 

- на валу 3 редуктора:

 

 Н·мм

 

- на валу 4 трансмісії:

 

 Н·мм

 

Частота обертання:

- валу 1 редуктора:  об/хв.

- валу 2 редуктора: об/хв.

- валу 3 редуктора: об/хв.

- валу 4 трансмісії: об/хв. (див. вище).

Визначаємо кутову швидкість:

- на валу 1 редуктора: рад/с;

- на валу 2 редуктора: рад/с;

- на валу 3 редуктора: рад/с;

- на валу 4 трансмісії: рад/с.

Отримані результати зводимо до таблиці 1.1:

 

Таблиця 1.1. Результати розрахунку основних параметрів приводу трансмісії.

Пара- Метр Вал	Частота обертання, об/хв	Кутова швидкість, рад/с	Крутний момент, Н·мм	Потужність, кВт
1	1458	152,6	72·10^3	11
2	650,9	68,1	161,5·10^3	10,61
3	290,6	30,4	361,7·10^3	10,24
4	172	18	556·10^3	10