Механический привод

ЦИЛИНДРИЧЕСКИЙ РЕДУКТОР.cdw

Технические требования
Корпус редуктора красить влагостойкой эмалью.
Плоскости разъёма покрыть слоем герметика.
Технические характеристики
Крутящий момент на тихоходном валу редуктора
Частота вращения на тихоходном валу редуктора
Передаточное число редуктора 3
ВГЛТУ им. Г. Ф. Морозова

спецификация к приводу.cdw

ВГЛТУ им. Г. Ф. Морозова
Спецификация к приводу
Пояснительная записка
Цилиндрический редуктор

спецификация к редуктору.cdw

ВГЛТУ им. Г. Ф. Морозова
Спецификация к цилиндрическому
Крышка подшипника глухая
Крышка подшипника сквозная
Прокладка уплотнительная
Роликовый конический

привод.cdw

Технические требования
Вращающиеся детали привода оградить экраном.
Технические характеристики
Крутящий момент на выходном валу
Частота вращения выходного вала
Общее передаточное число привода 10
ВГЛТУ им. Г. Ф. Морозова

Детали машин курсовое проектирование.docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РФ
ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ
ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ
«Воронежский государственный лесотехнический
университет имени Г.Ф. Морозова»
Кафедра механизации лесного хозяйства и проектирования машин
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
по учебной дисциплине
«Детали машин и подъемно-транспортные устройства»
подпись дата фамилия инициалы
подпись дата должность фамилия инициалы
Исходные данные для проектирования
Мощность на выходном валу P3 =74 кВт;
Частота вращения выходного вала n3 = 185 мин-1
Расчётно-пояснительная записка содержит 31 с. печатного текста 1 рисунок библиографический список состоит из 4 наименований.
Графическая составляющая состоит из 2 чертежей формата А1.
Электродвигатель клиноременная передача ремень цилиндрический редуктор вал шестерня колесо подшипники шпонки шкивы смазка.
Приложение состоит из спецификаций.
Выбор электрического двигателя и кинематический расчет привода 6
Расчёт закрытой цилиндрической передачи ..8
Выбор смазочных материалов .. 15
Расчет клиноременной передачи 16
1. Ориентировочный расчёт .. . . .19
2. Проектный расчёт .. .. 21
Расчёт шпоночного соединения .25
Библиографический список 27
Механический привод – это устройство для понижения частоты вращения и крутящего момента и повышения угловой скорости.
Спроектирован механический привод общего назначения состоящий из электродвигателя закрытой зубчатой цилиндрической передачи открытой клиноременной передачи. Выполнен кинематический расчёт привода и подобран стандартный электродвигатель марки 4А132S4У3.
Электродвигатель – это устройство для преобразования электрической энергии в механическую.
Зубчатая передача — это механизм или часть механизма механической передачи в состав которого входят зубчатые колёса. Назначение: передача вращательного движения между валами которые могут иметь параллельные пересекающиеся и скрещивающиеся оси преобразование вращательного движения в поступательное и наоборот.
При этом усилие от одного элемента к другому передаётся с помощью зубьев. Шестернёй принято называть меньшее из зубчатых колёс находящееся в зацеплении (меньшее по диаметру колёса). Большее колесо называют зубчатым колесом.
Ременная передача — это устройство для передачи механической энергии при помощи гибкого элемента — приводного ремня за счёт сил трения или сил зацепления (зубчатые ремни). Может иметь как постоянное так и переменное передаточное число (вариатор) валы которого могут быть с параллельными пересекающимися и со скрещивающимися осями.
Рассчитаны: закрытая цилиндрическая передача(редуктор) открытая клиноременная передача валы привода рассчитаны шпоночные соединения и выбрана смазка редуктора.
Выбор электрического двигателя и кинематический расчет привода
где з.п – КПД зубчатой передачи з.п = 098 [1];
к.п - КПД клиноременной передачи п.п =097 [1];
п.п – КПД пары подшипников n = 099[1];
m – количество пар подшипников m = 2 (по схеме привода).
Расчетную мощность электродвигателя определим по формуле:
где Р3 – мощность на выходном валу P3 = 63 кВт (по заданию);
Pдв =74093 =795 кВт.
По таблице [1] выбираем электродвигатель марки 4А132M4У3 мощностью 11 кВт и фактической частотой вращения nф=1440 мин-1.
Общее передаточное число определим по формуле:
где n3 – частота вращения выходного вала привода (по варианту).
На основании рекомендаций по таблице [1] выполняем разбивку общего передаточного числа привода:
где u0 – общее передаточное число;
uз.п - передаточное число зубчатой передачи;
uк.п – передаточное число клиноременной передачи.
назначим uз.п = 28;
Полученное значение uк.п попадает в интервал рекомендуемых передаточных чисел для данной передачи.
Частоту вращения быстроходного вала редуктора определим по формуле:
n2=1440277 = 5198 мин-1
Частоту вращения выходящего вала привода определим:
n3=519828 = 1856 мин-1
Мощность на быстроходном валу редуктора определим по формуле:
Р2=7950.970.99=763 кВт.
Мощность на выходящем валу привода определим по формуле:
Р3=7630.980.99=74 кВт.
Крутящий (вращающий) момент на быстроходном валу редуктора определим по формуле:
Т2=9550 7635198=14018 Н м
Крутящий (вращающий) момент на выходящем валу привода определим по формуле:
Т3=9550 741856=3807 Н м
Расчет закрытой цилиндрической передачи
Выбор материала: для изготовления шестерни принимаем сталь 40ХН в =920 МПа т =750 МПа твёрдость поверхности HRC1=51-57 конечная термообработка – закалка ТВЧ.
Для изготовления колеса – сталь 40Х; в =900 МПа т =750 МПа твёрдость поверхности HRC1=50-55 конечная термообработка – закалка ТВЧ.
Определение допускаемых контактных напряжений.
Базовый предел выносливости:
Базовое число нагружений NHO. Перевод HRC в НВ по таблице [1]. Для материала шестерни средняя HRC1 54 или НВ 532 - NHO1=100*106; для материала колеса средняя HRC2 52.5 или НВ 517 - NHO2=90*106.
Эквивалентное число циклов нагружений.
HE1=60*n2 Ti3 [Ti3 * 02t +(0.7* Ti3)*0.4t +(0.4* Ti3)*0.4t] (2.3)
HE1=60*5198 *82782*(073*02+04+043*04)=75378 792=75*106
HE2=60*n3 T33 *(073*02+04+043*04) (2.4)
HE2=26914 782= 26*106
t=365*L*24*Kc*Kг (2.5)
где L – срок службы в годах L=5 лет (по заданию);
Kc –коэффициент использования приводов в сутки Kc=0.7(по заданию);
Kг - коэффициент использования в году Kг=0.75(по заданию);
t=365*24*07*075*5= 22995 (2.6)
Коэффициент долговечности материала шестерни:
Допускаемые напряжения:
где SH – коэффициент безопасности SH=1.2 [1];
Предельные допускаемые контактные напряжения
Определение допускаемых напряжений изгиба.
Flimb1= Flimb2=800МПа
Эквивалентное число циклов нагружений зубьев шестерни:
FE1=60*n2 T29 [T29 *02t +(0.7* T29)*0.4t +(0.4*T29)*0.4t] (2.13)
FE1=60*476*82782*(0.21625+00614+000012)=717147 979 = 717*106
по аналогии зубьев колеса n=1856 мин-1
Коэффициент долговечности:
Допускаемые напряжения изгиба:
[F]1= [F]2= Flimb1SF*KFC*KFL
[F]1= [F]2==8001.55*1*1=516 МПа (2.16)
где SF – коэффициент безопасности SF = 1.55 [1];
KFC – коэффициент реверсивности KFC = 1 [1];
Предельные допускаемые напряжения изгиба.
[F]1max= [F]2max=1200 МПа
Вид передачи выбираем в зависимости от ориентировочной окружной скорости:
Межосевое расстояние определяем по формуле:
aw=Ka (U+1) * (2.18)
где Ка=430 МПа13 коэффициент ширины относительно aw.
ва = (2*вd) (U+1) (2.19)
ва = (2*0.3) (28+1) =0.15
где вd – расположение колес относительно опор вd=0.3.
Расчетное межосевое расстояние:
aw=430(28+1) * = 166668 (мм) (2.20)
aw принимаем aw==160 мм.
вd = ва*(u+1) 2 (2.21)
Рабочая ширина колеса:
bw2=0.15*160=24 (мм)
По ГОСТ bw2 выбираем 25мм.
Нормальный модуль по отношению:
По СТ СЭВ 310-76 принимаем mn = 15 мм.
Суммарное число зубьев:
zΣ=(2*160*0.97) 15=206
где =13 по рекомендации [1].
Уточняем угол наклона зуба:
=arcos((54+152)*1.5) (2*160)=160 26'
Фактическое передаточное отношение:
Фактическая окружная скорость при делительном диаметре шестерни:
d1=15*54 0.96 = 84 (мм)
v=*d1*n2 60* 1000 (2.30)
v= 3.14*84*5198 60000 = (228 мс)
По таблице [1] назначаем8-ю степень точности (НВ>350 NHB> 107 bw4sin).
Ft=2*140180 84 = 33376 H
Проверочный расчет по контактному напряжению выполняем по:
H=zH*zm*ze*≤[ H] (2.32)
где коэффициент zH=172;
Коэффициент длины контактных линий:
Коэффициент торцевого перекрытия:
ea=[1.88-3.2(1zvn1- 1zvn2)]*cosnm (2.34)
ea=[1.88-3.2(121-1301)]*cos35=1.71
H=172*275*081*932046=570863 МПа.
Коэффициент динамических перегрузок:
KHV = 1+( wHV*bw2 Ft*KH ) (2.35)
KHV =1+(193*25 33376*1025)=101
Удельная динамическая сила:
wHV=0.002*56*228* =193 Hмм.
Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки T1max=1.8*T1.
= = 100.667 = 765893 (Мпа) (2.37)
Hmax ≤[ H]max=2100 МПа выполнено.
Проверочный расчет по напряжением изгиба выполняем по формуле:
F = (YF*Ye*Y) *Ft*KF*KFV bw2 * mn (2.38)
Эквивалентное число зубьев:
Коэффициент формы зуба при x=0:
YF1 = 3.71; YF2 = 3.6
Сравниваем отношения:
[F]1 YF1=5163.71=139[F]2 YF2=5163.6=143
вd =bw2d1=2584=0.29 (2.40)
Удельная окружная динамическая сила:
wFv=0.006*56*228 = 5791 (Hмм)
где F=0006 [1]; q0=56[1].
Полученное wFv wtmax
KFv=1+ wFv*bw2 Ft*KF (2.42)
KFv=1+(5791*2533376*103)=142
Фактическое напряжение изгиба:
F=371*1*11* (33375*103*142 25*15)=5312 (Мпа)
р≤ [] =5312 МПа –выполнено.
Fmax>F * ((1.8*14018) 14018)=95616 (Мпа) (2.43)
Определяем геометрические параметры:
z1=54; z2=152; mn=15; =160 26'
d1= mn *z1 cos (2.44)
d2= mn *z2 cos (2.45)
d1=15*54 096=84 (мм)
d2= 15*152 096=238 (мм)
Диаметры вершин зубьев:
dа1= d1 +2*mn (2.46)
dа2= d2 +2*mn (2.47)
dа2=238+2*15=241 (мм)
Диаметры впадин зубьев:
df1= d1 -2*mn (2.48)
df2= d2 -2*mn (2.49)
df2=238-2*15=235 (мм)
Ширина зубчатого венца:
bw2=bd*d1=0.29*84=25 (мм) (2.50)
bw1= bw2+(5-10)=30 (мм) (2.51)
Межосевое расстояние:
aw=0.5(d1+d2) (2.52)
aw=0.5(84+238)=161 (мм)
Выбор смазочных материалов
Силовой фактор для цилиндрических передач:
K0 = 200T1 *(u+1) bw2*d12*u (3.1)
K0 = 200*14018*(28+1) 25*842*28=021
Необходимая вязкость масла для цилиндрической передачи:
V50=(15 20)*(1+) (3.2)
Необходимая средняя вязкость масла 126 168 мм2С. Принимаем масло ИРп-150 ТУ 38 101451-75 у которого:
Расчет клиноременной передачи
Исходные данные: В приводе (из задания) номинальная мощность P = 795 кВт частота вращения ведущего шкива n1 = 1440 мин-1 передаточное число U = 277.
По [1] выбираем ремень типа Б: w = 17 мм; Т0 = 105 мм; А = 138 мм; расчетная длина LP = 800 6300 мм; 40 мм; минимальный диаметр ведущего шкива dmin = 128 мм.
Из стандартного ряда диаметра шкивов [1] принимаем d1 = 140 мм.
Определяем значение диаметра ведомого шкива без учета скольжения:
d2=140*2.77=3878 мм.
Из стандартного ряда диаметра шкивов [1] принимаем d2=400 мм.
Уточняем передаточное отношение
где коэффициент скольжения [1].
u=400140*(1-001)=2886.
Находим скорость ремня:
v=3.14*140*1440 60000= 10.55 мс.
Вычисляем окружное усилие:
где Р – передаваемая мощность Р = 795 кВт.
Ft=1000*79510.55=753 Н.
Определяем межосевое расстояние:
amin=0.55(140+400)+10.5=307.5 мм.
amax=140+400=540 мм.
a=307.5+5402=423.75 мм.
Определяем расчетную длину ремней:
Lp=2*423+(3.14*(140+400) 2)+(400-140 4*423)=1733.75 мм.
Принимаем стандартное значение Lp=1800 мм.
Уточняем межосевое расстояние:
W=0.5*3.14(140+400)=847.8 мм.
y=(400-1402)2=16900 мм.
a=0.25[(1800-847.8) +=457 мм.
Необходимо предусмотреть уменьшение межосевого расстояния на 2%=9 мм для удобства монтажа и увеличение межосевого расстояния на 5%=25 мм для возможности регулировки при растяжении ремня.
Определяем угол обхвата ведущего шкива:
a1=180-57*(400-140457) = 147 °.
Определяем расчетную мощность:
Определяем коэффициенты:
– коэффициент угла обхвата;
– коэффициент длины ремней СL=0.9;
– коэффициент режима работыCP=1.1.
гденоминальная мощность передаваемая одним ремнём.
Рр=318*(09*09511)=25 кВт;
Определяем число ремней:
Принимаем количество ремней Z=3.
Определяем натяжение каждой ветви одного ремня:
гдекоэффициент влияния центробежных сил=0.18.
S0= (850*795*1.1*0.953*10.55*0.9)+0.18*10.552=26803 Н.
Сила действующая на вал:
Fк.п. = 2*26803*3*sin147 2=1 542Н.
Проводим оценку долговечности ремней:
где скорость ремня v=10.55мс;
[u] – допускаемая частота пробегов для клиновых ремней [u] = 10 радс
u=10.551.8=5.861радс
что удовлетворяет условию: (4.18)
1. Ориентировочный расчет
Диаметр выходного участка вала:
где [] – допускаемое напряжение на кручение = 20 МПа.
Принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра вала равное d1=35мм.
Принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра вала равное d2=48 мм.
Диаметр вала под уплотнение подшипникового узла:
быстроходного вала: dупл2=d2+2 5 (4.3)
выходного вала: dупл3=d3+2 5 (4.4)
Диаметр вала под подшипник качения:
быстроходного вала: dподш2=d2+2 5 (4.5)
выходного вала: dподш3=d3+2 5 (4.6)
Диаметр посадочной поверхности
быстроходного вала: dпп2= dподш2+2 5 (4.7)
выходного вала: dпп3= dподш3+2 5 (4.8)
Диаметр свободного участка:
быстроходного вала: dсв2= dсв2+2 5 (4.9)
выходного вала: dсв3= dсв3+2 5 (4.10)
Длина выходного конца вала:
быстроходного вала: lв2=d2*2 (4.11)
выходного вала привода: lв3=d3*2 (4.12)
Полученное значение уточняют исходя из длин ступиц деталей которые на них насаживают.
Расстояние от края ступицы до подшипника ориентировочно назначают:
где – ширина подшипника мм.
Предварительно можно принять = 20 25 мм.
Величина зазора между деталями передачи:
где L – расстояние между внешними деталями передачи мм.
L=1.5*da2=1.5*241=3615. (4.16)
2. Проектный расчёт
Выполним расчет быстроходного вала закрытой цилиндрической зубчатой передачи редуктора на основании следующих известных данных: окружная сила Ft = 33376 H; радиальная сила Fr = 12516 H; осевая сила Fa = 9679 H; сила действующая на вал от клиноременной передачи Fкп = 1542 Н; средний делительный диаметр d = 84 мм; расстояния между линиями приложения нагрузок: а = 0079 м b=00335м с = 00335 м.
На вал действуют силы в двух взаимно перпендикулярных плоскостях поэтому расчетные схемы будем рассматривать в горизонтальной и в вертикальной плоскости (рисунок 1).
а) Определим реакции опор в горизонтальной плоскости:
-Rax*(b+c)+Ft*c-F*(a+b+c)=0 (4.17)
Rax= Ft*c-F*(a+b+c) b+c = 33376*00335-1542*0146 0067 = -1691 H
- Ft*b+ Rbx*(c+b)-F*a=0 (4.18)
Rbx= Ft*b+F*a (c+b) = 33376*00335+1542*0079 0067 = 3486 Н
Rax- Ft+ Rbx+F=0 (4.19)
-1691-33376+3486+1542 = 0
б) Определим реакции опор в вертикальной плоскости:
Рисунок 1 – Эпюры крутящих и изгибающих моментов
Fа*d1*0.5-Fr*b- Rby*(c+b) = 0 (4.20)
Rby = -Fr*b+(Fa*d1*0.5) c+b = -9679*00335+(12516*0084*05) 006 = = -300 Н
Ray*(c+b)+(Fa*d1*0.5)+Fr*c=0 (4.21)
Ray= (-Fa*d1*0.5)-Fr*c c+b = (-9679*0084*0.5) – 12516*0.0335 0.067= = -1268 H
-Ray- Fr- Rby=0 (4.22)
в) Определяем размер изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
MuС=Rax*b = -1691*00335 = -566 Н*м (4.23)
MuС=Rbx*c = -3486*00335 = -1167 Н*м (4.24)
г) Определяем размер изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
Mu= Ray*b = -1268*00335 = - 4247 Н*м (4.25)
Mu= Rby*c = 300*00335 = 1005 Н*м (4.26)
Суммарные реакции опор:
Суммарный изгибающий момент под зубчатым колесом:
Эквивалентный момент:
Диаметр рассчитываемого вала:
Согласно ГОСТ 12080-66 принимаем ближайшее большее стандартное значение диаметра вала равное 32 мм.
Расчет шпоночного соединения
Поскольку диаметр вала равен 32 мм выбираем призматическую шпонку.
Выбранную шпонку проверяют на смятие:
где Т – крутящий момент на валу Н мм;
d – диаметр вала 32 мм;
h – высота шпонки 8 мм [2];
b – ширина шпонки 10 мм [2];
– допускаемое напряжение смятия = 110 МПа [2].
см = 4*12929*103 32*10*21= 77 [110] МПа
что удовлетворяет условию.
Спроектирован механический привод общего назначения мощностью 63 кВт и частотой вращения 162 мин-1. На основании произведенных расчётов выбран электродвигатель марки 4А132S4У3 мощностью 75 кВт и фактической частотой вращения nф=1440 мин-1 и делительными диаметрами шестерни и колеса соответственно 150и 450 мм.
Для смазки зубчатых колес редуктора выбрано масло ИCП-65 вязкостью 608 684 мм2с.
Рассчитана открытая ременная передача с передаточным отношением 289 и межосевым расстоянием 423 мм. Произведен расчет открытой клиноременной передачи на основании которого выбираем ремни типа Б: lр=14мм w=17мм T0=105 мм А=138мм m=018 кгм Lр=800 6300мм ΔL=40мм.
Выполнены расчеты быстроходного и тихоходного валов редуктора а также выходного вала проектируемого механического привода позволяющие определить их основные геометрические параметры.
По величине допускаемого напряжения смятия равном 77 МПа проверена прочность призматических шпоночных соединений.
На основании полученных расчетных данных выполнены два листа графической части включающие в себя общий вид проектируемого привода и сборочный чертеж редуктора.
Все выполненные вычисления произведены в системе СИ с использованием современной ЭВМ чертежи соответствуют требованиям ЕСКД.
Рассчитан цилиндрический редуктор с основным передаточным отношением равным 3 и числом зубьев шестерни – 54 числом зубьев колеса 162. Делительный диаметр шестерни – 150 мм; колеса – 450 мм.
БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК
Карамышев В.Р. Расчет механических передач [Текст]: учеб. пособие В.Р. Карамышев.– Воронеж: Воронеж. гос. лесотехн. акад. 2005.– 148 с.
Конструирование валов подбор подшипников и расчет шпонок Электронный ресурс> : методические указания к курсовому проекту для студентов обучающихся по направлению подготовки бакалавра 250400.62 «Технология лесозаготовительных и деревоперерабатывающих производств» В. В. Ткачев Г. Н. Вахнина В. В. Стасюк И. Н. Журавлев; Министерство образования и науки РФ ФГБОУ ВПО «ВГЛТА». - Воронеж 2013.- 35 с.
Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин [Текст]: учеб. пособие П.Ф.Дунаев О.П.Леликов. – М.: Высшая школа 2000. - 447 с.
Детали машин [Текст]: атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение 1992. – 367 с.