Кинематический расчет привода. Проектирование привода рабочей машины

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

 

Проектирование привода рабочей машины

тема проекта

 

 

 

 

Руководитель                                          ­­­­­­­­____________                                                    

                                                                                                   подпись, дата

 

Студент                                                                                                          

                         номер группы, зачётной книжки              подпись, дата

 

 

 

Красноярск 2021

 

Смирнов Кирилл ГГ18-11ГЭ

ЗАДАНИЕ № 3 ВАРИАНТ № 0

СПРОЕКТИРОВАТЬ: Привод исполнительного органа экскаватора.

ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПРИВОДА

Наименование	Размерность	Обозначение	Задано
1.Мощность на выходе	кВт	P	8
2.Частота вращения	Об/мин	n3	90
3.Коэффициент годового использования	-	Кгод	0,7
4.Коэффициент суточного использования	-	Ксут	0,75
5.Срок службы	лет	T	5
6.Первая ступень привода	Передача зубчатым ремнем
7.Вторая ступень привода	Редуктор цилиндрический косозубый

СОДЕРЖАНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ. 4

1.Кинематический расчет привода. 8

1.1 Выбор электродвигателя. 8

1.2 Общее передаточное отношение и разбивка его по ступеням. 9

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач. 11

2.1 Выбор материалов зубчатых передач. 11

3.Расчет передачи зубчатым ремнем. 20

4.Расчет валов. 23

4.1.Выбор материала валов. 23

4.3. Эскизная компоновка редуктора. 25

4.4. Проверочный расчет валов на статическую прочность. 25

4.4. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность. 31

4.5. Расчет шпоночных соединений. 33

5.Проектирование опор валов на подшипниках качения. 35

6. Конструктивные размеры элементов редуктора. 38

7.Выбор смазки. 40

8. Выбор муфты.. 42

ЗАКЛЮЧЕНИЕ. 44

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ.. 46

 

 

 

        

 

ВВЕДЕНИЕ

Цель работы: спроектировать привод рабочей машины.

Привод в данном проекте состоит из одноступенчатого цилиндрического редуктора и цепной передачи.

Цилиндрический редуктор – это механизм, который преобразует высокую скорость вращения входного вала в низкую на выходном валу. При этом крутящий момент на выходном валу возрастает пропорционально уменьшению скорости вращения. Представляет собой одну или несколько последовательно соединенных цилиндрических передач, заключенных в общий корпус. Редуктор имеет входной и выходной валы, которые посредством муфт или иных соединительных элементов соединяются с двигателем и рабочей машиной.

Преимущества цилиндрического редуктора:

- высокий КПД. Благодаря чему эти редукторы являются энерго-экономичными. КПД цилиндрической зубчатой передачи, которая применяется в редукторах, обычно равняется 98%, не учитывает передаточное отношение.

- Большая нагрузочная способность. Цилиндрические редукторы подходящих габаритов могут пропускать практически без потерь большую мощность.

- Низкий люфт выходного вала обеспечивает довольно высокую кинематическую точность цилиндрических редукторов

- Низкий нагрев, этому способствует высокое КПД передач – нет большой потери энергии, большая ее часть продается потребителю от источника

- Обратимость при любом передаточном числе, то есть, отсутствие самоторможения. У каждого цилиндрического редуктора без особых усилий можно вращать выходной вал.

Недостатки цилиндрических редукторов:

- Уровень шума у цилиндрических редукторов на много выше в сравнение с червячными.

- Отсутствие самоторможения(обратимость). Будет недостатком тогда, когда нужно отсутствие вероятности вращение выходного вала наружной нагрузкой.

Цилиндрическая зубчатая передача – осуществляет связь между кинематическими парами, изменяет по величине и направлению их скорости, передаются от одного вала к другому крутящие моменты. Их применяют абсолютно во всем механических устройствах, начиная от маленьких часовых механизмов до огромных машин.

Особенности прямозубых передач: в процессе зацепления зубья касаются друг друга различными точками профиля. Эти точки лежат на нормали к профилям, которая одновременно является касательной к обеим основным окружностям.Для обеспечения непрерывного зацепления должны выполняться следующие условия: если 1-ая пара выходит из зацепления, то 2-ая пара должна войти в зацепление немножко раньше.

Достоинства прямозубых передач: обеспечивает высокую прочность зубьев, простоту и удобство измерения параметров зацепления, взаимозаменяемость зубчатых колес при любых передаточных отношениях, непрерывное зацепление.

Недостатки прямозубых передач: большой шум во время работы механизма, особенно если колеса передачи недостаточно точно обработаны.

Цепные передачи:Цепные передачи относят к передачам трения с гибкой связью.

Достоинства ременных передач:

- возможность передачи энергии на значительные расстояния:

до 12…15 м плоскими ремнями, до 6 м - клиновыми ремнями;

- простота и низкая стоимость конструкции;

- плавность, бесшумность хода, способность смягчать удары благодаря

эластичности ремня и предохранять механизм от поломок при буксовании, вызванном

перегрузкой;

- возможность передачи мощностей от доли киловатта до сотен киловатт (чаще

до 50 кВт, реже до 300 кВт) при окружной скорости до 30 м/с;

- простота обслуживания и ухода;

- относительно высокий КПД

- передаточное отношение u ≤ 7 (обычно u ≤ 4).

Недостатки:

− непостоянство передаточного отношения вследствие упругого скольжения,

меняющегося в зависимости от нагрузки;

− относительно большие габариты передачи и невысокая долговечность ремня

(особенно в быстроходных передачах);

− вытягивание ремня в процессе эксплуатации передачи приводит к

необходимости установки дополнительных устройств (натяжной ролик);

− большие нагрузки на валы и их опоры (подшипники)

Выбор электродвигателя

     Мощность двигателя выбирается в зависимости от мощности, требуемой для вращения рабочей машины, а частота вращения вала от требуемой частоты вращения приводного вала рабочей машины.

     При передаче мощности от электродвигателя к рабочей машине происходит ее частичная потеря в элементах привода. Это учитывается с помощью коэффициента полезного действия (КПД)

    Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя:

.

где Р_т – мощность на тихоходном валу привода, кВт;

 – к.п.д. привода

    Рассчитаем КПД привода с одноступенчатым редуктором:

    По таблице 1[1] определим средние значения КПД передач с учетом потерь в опорах валов на подшипниках качения:

где = 0,99.

к.п.д. открытой передачи;  = 0,98 (Табл. 1) [1].

 – к.п.д. редуктора;  = 0,97.

 = 0,97∙0,98∙0,99=0,94

 = 8,5 кВт.

 

    Определим синхронную частоту вращения n_{э.д.синхр} :

1. По табл. 3 выбираем минимальные и максимальные значения передаточных отношений редуктора и открытой передачи:

u_ред = (2.5…6.3)/4

u_откр = (2…4)/3

2. Рассчитываем предельные значения передаточных отношений привода:

U_пр = 4∙3 = 12

3. Определяем предельные значения синхронной частоты вращения:

n_{э.д.синхр} = 90∙12 = 1080 об/мин

    По значениям синхронной частоты вращения и требуемой номинальной мощности выбираем электродвигатель по таблице 2[1]

Соответствующим всем параметрам является двигатель АИР160S6:

Технические данные асинхронного двигателя:

1) Номинальная мощность двигателя:

= 11 кВт;

2) Асинхронная частота вращения:

= 970 об/мин;

3) Диаметр выходного конца вала:

=42 мм;

4) Длина выходного конца вала:

=110 мм

Расчет валов

Исходные данные для расчета

Параметр	Обозначение	Величина	Размерность
Крутящий момент на входном валу редуктора	Т1	218,37	Н·м
Крутящий момент на выходном валу редуктора	Т2	847,46	Н·м
Окружная сила на колесе	Ft1= Ft2	4367	H
Радиальная сила на колесе	Fr1= Fr2	1621,9	H
Осевая сила на колесе	Fа1= Fа2	886,8	H
Сила давления на вал в плоскоременной передаче	R	2301,48	H
Ширина шкива	Вшк	55	мм

 

Выбор материала валов

Для двух валов редуктора при средней нагрузке выбираем из рекомендаций табл. 1 сталь 35. Механические характеристики стали 35: диаметр заготовки – любой, твердость – 200 НВ, σв = 520 МПа, σт = 280 МПа, τ т = 150МПа, σ -1 = 220 МПа, τ -1= 130 МПа, ψσ = 0, ψτ = 0

I вал

 

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xAz

Рисунок 4 - Графическая схема входного вала редуктора с эпюрами

Определяем величину изгибающего момента М

, где d1 = 100 мм – диаметр делительной окружности шестерни (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

 

 

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xАz..

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости (yAz), для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа. Определяем реакции опор в плоскости yAz:

 

Проверка

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала. Расчетная формула:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т1, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

 Определяем опасное сечение по величине М_и и Т на эпюрах. Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под шестерней. Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Исходя из условия прочности уточняем диаметр вала в опасном сечении под шестерней, принимая допускаемое напряжение при изгибе [σ]=343 МПа:

Расчет показал, что диаметр вала под шестерней меньше ранее принятого dзк1 = 48 мм. Оставляем ранее принятые диаметры вала.

 

II вал

Рисунок 5 - Графическая схема входного вала редуктора с эпюрами

Вычерчиваем схему нагружения вала в вертикальной плоскости xAz

Определяем величину изгибающего момента М

, где d1 = 400 мм – диаметр делительной окружности шестерни (взят из расчета закрытой передачи).

Определяем реакции опор в точках А и В из условий равновесия:

 

Проверка:

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в вертикальной плоскости xАz:

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости xАz..

Вычерчиваем схему нагружения вала в горизонтальной плоскости (yAz), для чего совмещаем плоскость yAz с плоскостью чертежа. Определяем реакции опор в плоскости yAz:

 

Проверка

Определяем изгибающие моменты по нагруженным участкам вала в горизонтальной плоскости yAz:

По полученным значениям строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости yAz

Определяем величины суммарных изгибающих моментов в сечениях вала. Расчетная формула:

По полученным значениям строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов Т1, определяя по схеме привода нагруженные участки вала.

 Определяем опасное сечение по величине М_и и Т на эпюрах. Из рисунка видно, что опасное сечение расположено под шестерней. Эквивалентный момент в этом сечении равен:

Исходя из условия прочности уточняем диаметр вала в опасном сечении под шестерней, принимая допускаемое напряжение при изгибе [σ]=343 МПа:

Расчет показал, что диаметр вала под шестерней меньше ранее принятого dзк1 = 67 мм. Оставляем ранее принятые диаметры вала.

 

Расчет шпоночных соединений

В зубчатых передачах шпоночные соединения служат для передачи крутящих моментов от валов к зубчатым колесам и наоборот. Шпонки рассчитываем на смятие. Условие прочности на смятие шпонки

Рассчитываем шпонку под зубчатым колесом выходного вала редуктора. Исходя из диаметра вала под зубчатым колесом d_зк2 = 67 мм находим геометрические размеры шпонки по табл.7. b =20 мм, h = 12 мм, t₁= 7.5 мм. Определяем длину шпонки.

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: l = 100 мм.

Определяем рабочую длину шпонки.

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности σ _см ≤ [σ_см] =130 МПа

 Прочность шпонки под зубчатым колесом выходного вала редуктора обеспечена.

Рассчитываем шпонку конца выходного вала редуктора. Исходя из диаметра конца вала d_к2 = 56 мм находим геометрические размеры шпонки по табл.7. b =16 мм, h = 10 мм, t₁= 6 мм. Определяем длину шпонки.

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: l = 80 мм.

Определяем рабочую длину шпонки.

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности σ _см ≤ [σ_см] =130 МПа

 Прочность шпонки конца выходного вала редуктора обеспечена.

Рассчитываем шпонку конца входного вала редуктора под шкив открытой передачи. Исходя из диаметра конца вала d_к1 = 38 мм находим геометрические размеры шпонки по табл.7. b =10 мм, h = 8 мм, t₁= 5 мм. Определяем длину шпонки.

Принимаем длину шпонки из стандартного ряда: l = 50 мм.

Определяем рабочую длину шпонки.

Проверяем шпонку на смятие:

Исходя из условия прочности σ _см ≤ [σ_см] =130 МПа

 Прочность шпонки конца входного вала редуктора под шкив открытой передачи обеспечена.

 

 

Выбор смазки

Так как редуктор общего назначения и окружная скорость , м/с, то для смазывания зубчатого зацепления применяем непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием).

При расчетных контактных напряжениях в зубьях  МПа и окружной скорости колес , м/с, по табл. 10.29[7] выбираем масло – И-Г-А-68 (И – индустриальное; Г – для гидравлических систем; А – масло без присадок; 68 – класс кинематической вязкости).

Определяем количество масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяется из расчета 0,4…0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности. Меньшие значения принимают для крупных редукторов.

 

Определяем объем масла:

 

,

 

л.

 

Определяем уровень масла:

 

 

 

Принимаем

 

Контроль уровня масла:

Применяем жезловый масло указатель

M12х1,25: d₁ = 5мм; d₂ = 6мм; D = 18мм; D₁ = 12мм; L₁ = 30мм;                 l = 12мм; l₁ = 6мм; b = 3мм.

Слив масла:

Сливное отверстие с пробкой с цилиндрической резьбой

М16х1,5 D = 25мм; D₁ = 21,9мм; L = 26мм; l = 13мм; b = 3мм;                 S = 19мм; t = 1,9мм; d₂ = 16мм; D₂ = 28мм; B₂ = 3мм

Отдушина:

Пробка отдушина

b = 3мм; D = 25мм; d₁ = M16х1,5; l = 13мм; L = 26мм.