Спроектировать привод малой мощности по заданной схеме

детали.frw

Сталь 45 ГОСТ 1050-88
Латунь ЛС 59-1 ГОСТ 2060-83
Н7 сверлить в сборе с деталью поз. 5.
H7 сверлить в сборе с деталью поз. 19.
Направление линии зуба
Коэффициент смещения
H7 сверлить в сборе с деталью поз. 5.

ПЗ13_4_1.doc

Описание конструкции
Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
1 Определение мощности и частоты вращения двигателя
2 Определение передаточного числа привода и его ступеней
3 Определение силовых и кинематических параметров привода
Проектный расчет на прочность быстроходной передачи
1 Выбор материала быстроходной передачи
2 Определение допускаемых контактных напряжений
3 Определение допускаемых напряжений изгиба
4 Проектный расчет на прочность быстроходной передачи
5 Проверочный расчет быстроходной передачи редуктора
6 Определение основных геометрических параметров передачи
7 Определение сил в зацеплении быстроходной передачи
Расчет тихоходной зубчатой передачи
1 Выбор материала тихоходной передачи
4 Проектный расчет на прочность тихоходной передачи
5 Проверочный расчет тихоходной зубчатой передачи
7 Определение сил в зацеплении тихоходной передачи
Расчет валов и подшипников
1 Выбор материала валов
2 Выбор допускаемых напряжений на кручение
3 Определение геометрических параметров ступеней валов
4 Эскизная компоновка редуктора
5 Уточненный расчет тихоходного вала
6 Расчет подшипников качения тихоходного вала
Приложение 1. Спецификация редуктора
Привод малой мощности состоит из электродвигателя 1 муфты 2
платы 3 прямозубой передачи 4 5 и подшипников качения 6.
-крутящий момент на выходном валу - ;
частота вращения выходного вала привода – обмин.
Определим общий коэффициент полезного действия привода
где – коэффициент полезного действия быстроходной передачи (редуктора) [4 табл.1.3];
– коэффициент полезного действия тихоходной передачи [4 табл.1.3];
– коэффициент полезного действия муфты [4 табл.1.3];
– коэффициент полезного действия подшипников качения [4 табл.1.3];
Определим требуемую мощность двигателя кВт
где -максимальная потребная мощность Вт;
-коэффициент запаса мощности =(105 11);
-момент нагрузки на выходном валу привода Н·мм (по заданию);
-частота вращения выходного вала привода обмин (по заданию);
- общий к.п.д. привода.
По справочной литературе выбираем стандартный электродвигатель соблюдая следующие рекомендации - мощность стандартного электродвигателя должна быть больше или равна расчётной мощности электродвигателя т.е. ;
Определим ориентировочное значение требуемой частоты вращения вала электродвигателя
где и - предварительные значения передаточных отношений редуктора [4 табл.1.4].
Определим номинальную мощность двигателя кВт
Значение номинальной мощности двигателя выбираем из таблицы 1.1 [4] по величине большей но ближайшей к требуемой мощности
Выбираем двигатель АОЛ-011-4 имеющий следующие характеристики
Определим передаточное число привода
где – частота вращения на валу колес моста
Определим передаточные числа ступеней привода
Выбор передаточных чисел ступеней привода производим разбивкой общего передаточного числа привода соблюдая условие
где – передаточное число быстроходной передачи (редуктора) =45 по рекомендациям ГОСТ 2144-75;
– передаточное число тихоходной передачи
Определяем фактическое передаточное число привода
Определяем отклонение фактического передаточного числа привода от требуемого
Условие выполняется.
Определим расчетную мощность по валам привода
Определим частоту вращения валов мин-1
Определим вращающий момент Т м
Определяем предварительные значения диаметров валов привода
где - допускаемые напряжения материала валов. Меньшие значения относятся к входным валам большие к выходным.
Результаты кинематического расчета привода сводим в таблицу.
1 Выбор материала шестерни и колеса
Материал сопряженных цилиндрических зубчатых колес назначается по таблице 2.1[4] в зависимости от вида передачи и от окружной скорости в полюсе зубчатого зацепления которая определяется приближенно по зависимости
где -мощность на валу шестерни рассчитываемой зубчатой передачи Вт
- частота вращения шестерни рассчитываемой зубчатой передачи .
В качестве материала зубчатых колес для обеспечения лучшей прирабатываемости зубьев твердость шестерни назначаем больше твердости колеса не менее 25 единиц. По таблицам 2.1 2.3 [4] принимаем:
вид термической обработки – нормализация;
твердость – НВ 167 217;
твердость – НВ 140 187;
Допускаемые контактные напряжения:
а) для зубчатых колес из стали
где - твердость по Бринеллю;
-допускаемые контактные напряжения МПа.
Пределы выносливости материалов зубчатых колес определяются по эмпирическим зависимостям (МПа):
для углеродистых сталей
где -предел выносливости МПа;
-предел прочности материала МПа.
шестерня: 043530=228 МПа
колесо: 043370=160 МПа
При проектном расчете на контактную выносливость в качестве расчетного допускаемого напряжения принимаем минимальное из полученных т.е. .
Допускаемые изгибные напряжения:
для симметричного цикла нагружения
где -допускаемые изгибные напряжения МПа;
-коэффициент запаса прочности (15 2);
-предел выносливости МПа.
шестерня: 22815=152 МПа
колесо: 16015=107МПа
Проектировочный расчет прямозубых цилиндрических передач на изгибную прочность зубьев производится для открытых передач работающих в условиях ограниченной смазки по зависимости:
где - модуль зацепления зубчатой передачи мм;
-крутящий момент на Т2=1396Н мм);
- коэффициент учитывающий концентрацию нагрузки по длине контактных линий зубьев зависит от отношения к Z1 и расположения зубчатых колёс относительно опор вала (см. таблицу 2.8. - );
- коэффициент учитывающий влияние окружной скорости зубчатых колёс (см. таблицу 2.6 - );
- число зубьев шестерни (26 шт.) или зубчатого колеса (117 шт.);
- коэффициент ширины зубчатого венца который рекомендуется принимать: =bm=6 10
- коэффициент формы зуба шестерни или зубчатого колеса характеризующий положение и геометрические характеристики опасного сечения зуба.
Величина коэффициента формы зуба определяется по эмпирической зависимости:
где - коэффициент формы зуба характеризующий положение и геометрические характеристики опасного сечения зуба шестерни;
- число зубьев шестерни .
Значение этого коэффициента для колеса выбирается из таблицы 2.11 – 0163;
-коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;
Величина коэффициента распределения нагрузки между зубьями вычисляемый по эмпирической зависимости:
- величина допускаемого напряжения на изгиб зубьев для материала шестерни или зубчатого колеса.
Проверяем выполнение условия :
33152=2022МПа>0163107=1744МПа
Так как выполняется условие то расчет ведем по значениям колеса:
Полученное расчетное значение модуля округляется до ближайшего большего стандартного значения которое приведено в табл. 2.10. Принимаем .
5 Проверочный расчет быстроходной передачи на контактную выносливость
Проверяем контактные напряжения
Условие не выполняется. Принимаем m=06мм =10.
Определим перегрузку передачи которая допускается не более 5%.
Перегруз передачи допустимый.
Проверим напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса
Условие прочности на изгиб выполняется.
6 Определение основных геометрических параметров быстроходной передачи
Делительный диаметр:
Определим межосевое расстояние
Проверим межосевое расстояние
Диаметр вершин зубьев:
Диаметр впадин зубьев:
где с* - Коэффициент радиального зазора мм: =035 при
Высота головки зуба мм
Высота ножки зуба мм
Компоновка (эскизный проект) цилиндрической передачи:
— шестерня 2 — колесо
Определим силы в зацеплении необходимые для расчета валов и подшипников:
Для прямозубой передачи Fa=0.
Схема сил действующих в зубчатом зацеплении представлена на
Рисунок 1 - Схема сил действующих в зубчатом зацеплении
материал – латунь ЛС-59-1
шестерня: 043370=160 МПа
для латуни и бронзы
где -предел выносливости материала МПа
шестерня: 16015=107МПа
колесо: 10015=67 МПа
4 Проектный расчет на прочность тихоходной передачи
-крутящий момент на Т2=4090Н мм);
- коэффициент учитывающий концентрацию нагрузки по длине контактных линий зубьев зависит от отношения к Z1 и расположения зубчатых колёс относительно опор вала (см. таблицу 2.8. - 5);
- число зубьев шестерни (20 шт.) или зубчатого колеса (63 шт.);
- число зубьев шестерни.
Значение этого коэффициента для колеса выбирается из таблицы 2.11 – 0160;
26107=135МПа>016067=1072МПа
5 Проверочный расчет тихоходной передачи на контактную выносливость
Условие не выполняется. Принимаем m=125мм.
6 Определение основных геометрических параметров тихоходной передачи
где с* - Коэффициент радиального зазора мм: =025 при .
В передаточных механизмах (редукторах) электромеханических проводов валы подразделяются на входные (быстроходные) промежуточные и выходные (тихоходные).
Критериями работоспособности валов является прочность жесткость износостойкость теплостойкость и виброустойчивость. С целью обеспечения надёжной работы валов в качестве материала для них применяем качественные углеродистые стали марки 30 (ГОСТ 1050-88) подвергаемые нормализации или улучшению.
Для крепления зубчатых колёс на валах применяют штифты изготавленные из стали 45.
Сталь 30 имеет следующие механические характеристики [4 табл.6.1 стр.117]:
термообработка – улучшение;
Валы в редукторах приборных устройств выполняют гладкими. Гладкий вал имеет одинаковый диаметр по всей длине и применяется если вал нагружен только крутящим моментом и не нагружен осевыми силами.
Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистовом кручении) т.е. при этом не учитывают напряжения изгиба концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение принимают заниженными:
для быстроходного вала ;
для тихоходного вала .
3 Определение геометрических параметров валов
По таблице 3.1 принимаем диаметры штифтов: 16 мм; 20 мм; 30 мм.
После предварительного расчета валов обеспечивая условия технологичности их изготовления и сборки выполняют эскизную компоновку редуктора на миллиметровой бумаге в масштабе 2:1 в двух проекциях с максимальными упрощениями предусмотренными стандартами ЕСКД для рабочих чертежей. Конструкции некоторых элементов например зубчатого колеса могут прорабатываться более подробно для анализа принятого конструктивного решения. Общая последовательность эскизной проработки чертежей таких механизмов следующая:
Для редуктора заданного электромеханического привода намечают расположение проекций.
Проводят осевые линии валов намечают расположение деталей зубчатых передач и расположение корпусных деталей (плат кронштейнов).
Определяют диаметры участков валов и вычерчивают их контурными линиями.
Выбирают тип подшипников по справочной литературе определяют их геометрические размеры и изображают на валах контурными линиями.
Прорабатывается конструкция плат или кронштейнов которые являются опорой для подшипников качения.
Далее эти вопросы рассматриваются подробно.
Цилиндрический редуктор выполняют с расположением осей валов в горизонтальной плоскости. На месте главного вида изображают горизонтальный разрез по осям валов на месте вида сбоку – упрощённый фронтальный разрез.
Общая последовательность проработки чертежа выполняется в следующем порядке:
В соответствии с кинематической схемой ЭМП откладывают в масштабе межосевые расстояния проводят оси валов на главном виде.
Изображают тонкими линиями валы редуктора; диаметры валов dВ
На построенных валах изображают зубчатые колёса по размерам b d dа. Диаметр ступицы зубчатого колеса определяется
Зазор « а » между внешними поверхностями колёс и платой (корпусом) принимают мм где L – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач мм.
Зазор между торцами зубчатых колёс ступеней « с » принимают равным с = (03 05) а=3мм.
После вычерчивания контуров зубчатых передач по обе стороны от них откладывают зазор « а » и проводят вертикальные линии которые изображают внутреннюю поверхность плат.
Выбирают тип подшипника определяют диаметр посадочных участков валов под подшипники по формуле: dП = (dВ – 1) мм. Затем вычерчивается контур подшипника качения или скольжения на валу.
Толщину платы принимают равной ширине наиболее нагруженного подшипника.
На виде сбоку откладывают в масштабе межосевые расстояния и проводят окружности зубчатых колёс диаметром d da для быстроходной и тихоходной ступеней. Затем на этом виде показываются диаметры внутреннего dП и наружного D колец подшипников качения или скольжения.
5 Уточненный расчет ведомого вала
Вращающий момент на валу зубчатого колеса (Н мм) - ;
Частота вращения вала мин-1 - ;
Диаметр делительной окружности зубчатого колеса установленного на
Режим нагружения - постоянный
Требуемый ресурс ч - ;
Расстояние между опорами вала координаты точек приложения сил
определяются по эскизной компоновке редуктора: мм ;
Необходимо определить диаметр вала в опасном сечении dВ и запас статической nТ и циклической S прочности.
Предварительный расчёт диаметра вала dВ осуществляется из условия прочности на кручение:
- по пониженным допускаемым напряжениям
Окончательно принимаем = 10 мм
Используя эскизную компоновку редуктора переходим от реальной конструкции к расчётной схеме где вал рассматривается как балка лежащая на шарнирных опорах. Под действием внешних сил вал испытывает кручение и одновременный изгиб в двух плоскостях.
Используя принцип независимости действия сил рассмотрим кручение вала отдельно:
- разбиваем вал на участки: АВ и ВС;
-для каждого участка запишем уравнение крутящего момента МКР :
МКР (Z 1 ) = 0 ; МКР (Z 2 ) = Т = 1200 Н мм
- строим эпюру крутящего момента МКР .
Используя принцип независимости действия сил рассмотрим изгиб вала в вертикальной плоскости В этой плоскости действуют радиальная сила
Расставляем реакции опор и определяем их величину :
Проверка правильности определения реакций:
-для каждого участка запишем уравнение изгибающего момента Мверт :
- строим эпюру изгибающего момента в вертикальной плоскости
Используя принцип независимости действия сил рассмотрим изгиб вала в горизонтальной плоскости. В этой плоскости действуют окружная сила .
-для каждого участка запишем уравнение изгибающего момента Мгор
- строим эпюру изгибающего момента в горизонтальной плоскости
Мгор (см. рис. 3.3д ).
Анализируем построенные эпюры МКР Мверт Мгор и определяем опасное сечение вала. Опасным сечением вала является сечение В.
Определяем величину суммарного изгибающего момента в опасном сечении В :
Определяем величину эквивалентного изгибающего момента по одной из теорий предельных состояний ( III – я или IV – я ) :
Определяем диаметр вала в опасном сечении из условия прочности на изгиб :
- осевой момент сопротивления мм3 ;
- допускаемое напряжение на изгиб для материала вала.
при знакопеременной нагрузке.
Временное сопротивление для стали 45 принимаем равным = 700 МПа .
Окончательно принимаем = 6 мм в опасном сечении В.
Определяем запас статической nТ прочности для уточнённого варианта расчёта :
Для стали 45 предел текучести = 500 МПа
7 Проверочный расчет подшипников
При эскизной компоновке редуктора для тихоходного вала были конструктивно приняты радиальные шарикоподшипники серии 100.
- коэффициент вращения;
- коэффициент безопасности;
- температурный коэффициент.
Справочные данные подшипников серии 207:
Определяем эквивалентную нагрузку
По табл. 7.1 [4 стр. 147] для соотношения
Далее расчет ведем по более нагруженной опоре 2.
Определяем ресурс принятого подшипника
Данный подшипник пригоден для данных условий эксплуатации.
М.Н. Иванов Детали машин. – М.: Высшая школа 1991.
Д.Н. Решетов Детали машин. – М.: Машиностроение 1989.
М.Н. Иванов В.Н. Иванов. Детали машин. Курсовое проектирование. – М.: Высшая школа1975.
В.Ф. Пантелеев. Расчеты деталей машин: Учебн. Пособие. – 2-е изд. доп. – Пенза: Изд-во Пенз. гос. ун-та 1998. – 164 с. : 32 ил. 46 табл. библиогр. 22 назв.
А.Е. Шейнблит. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высшая школа1991.
С.А. Чернавский и др. Проектирование механических передач. – М.: Машиностроение 1984.
Детали машин: атлас конструкций. Под ред. Д.Н. Решетова. – М.: Машиностроение 1979.
Д.В. Чернилевский Детали машин. Проектирование приводов технологического оборудования. – М.: машиностроение2001.
В.Ф. Пантелеев. Конструирование деталей и узлов технологических и транспортных машин: Учебное пособие для вузов В.Ф. Пантелеев С.А. Кулишенко В.В. Сенькин Под общ. редакцией В.Ф. Пантелеева. – Пенза: Информационно издательский центр ПГУ 2003. – 204 с.: 110 ил. 41 табл. библиогр. 14 назв.

B14_3.CDW

эскиз 13_4.cdw