Проектирование узла привода (КПД привода равен 0,904; передаточное число привода - 14,47)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Механико-машиностроительный факультет
Кафедра

"Машиноведение и детали машин"

КУРСОВАЯ  РАБОТА

ПРОЕКТИРОВАНИЕ   УЗЛА  ПРИВОДА

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА

Студент                                                                             Моспан Е.А.

Группа                                                                               3044/1

Преподаватель                                                                  Жавнер М.В.

Санкт-Петербург

2006

CОДЕРЖАНИЕ

  Введение

1.  Составной анализ механизма……………………………………….….3

2.  Энерго-кинематический расчет привода……………………………...4

2.1.  Определение КПД привода………………………………………….…4

2.2.  Определение общего передаточного отношения  и разбивка его по ступеням……………………………………………………………….…4

2.3.  Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода (с таблицей результатов ЭКР)……………………...4

3.  Расчет зубчатой передачи…………………………………………….…6

4.      Оценка сил и моментов…………………………………………………10

5.       Проверочный расчет шпоночных соединений……………………….14

6.       Проверочный расчет подшипников качения…………………………15

7.       Проверочный расчет выходного вала редуктора……………….……17

          Литература ……………………………………………………………..20

Введение

В данной работе разработан узел привода. В результате работы выполнен чертеж в масштабе 1:1. Необходимые расчеты приведены в данной пояснительной записке.

СОСТАВНОЙ АНАЛИЗ МЕХАНИЗМА

На рис.1 приведена кинематическая схема механизма.

рис. 1. Кинематическая схема механизма.

1-2 – зубчатые колеса быстроходной передачи (закрытые).

3-4 – зубчатые колеса тихоходной передачи (открытые).

I, II, III -  валы механизма.

Описание работы механизма.

Вращение с вала электродвигателя через муфту передается на вал I одноступенчатого редуктора. Вращение с вала I на вал II передается с помощью зубчатой передачи 1-2. Вращение с вала II на III передается с помощью зубчатой передачи 3-4.

ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1  Определение КПД привода.

На КПД привода влияют несколько факторов (например, вид смазки, подшипники и т.д.), которые необходимо учитывать при вычислении общего КПД. Общее значение получаем путем перемножения нескольких множителей.

Все промежуточные значения  ( и т.д.) из таблицы в пособии Чернавского.

1.2. Определение общего передаточного числа привода и     разбивка его по ступеням.

Найдем общее передаточное число U0:

 , где n1 и n3 – частоты вращения 1-го и 3-го вала соответственно, об/мин.

Решая систему из двух уравнений, исходя из найденного U и исходных данных, Находим передаточные числа  на быстроходном  и тихоходном  валах.

1.3. Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода.

Исходя из первоначальных данных, находим угловую скорость на первом и третьем валу:

рад/c

рад/c

Найдем n2 – частоту вращения 2-го вала:

 об/мин

Тогда:

об/мин

где ,   и - угловая скорость 1, 2 и 3 валов, рад/c

Откуда:

Вт

Вт

Вт

Нм

Нм

где  и - мощности соответствующих валов, Вт.

       T1, T2 –вращающие моменты на соответствующих валах привода, Нм.     

Все полученные результаты занесем в таблицу:

Ui

ni, об/мин

wi, рад/с

Ti, Нм

Ni, Вт

1

Ub=4.4

Ut=3.29

550

57,67

198,34

11438,3

2

125

13,085

822,83

10766,7

3

38

3,98

2600

10340,2

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

  1. Проектный расчет передачи.

а) Определение диаметра делительной окружности шестерни.

Первоначальный расчет d делительной окружности ведется по формуле:

, где

Епр – приведенный модуль Юнга, рассчитываемый по формуле:

Епр= (2×Е1×Е2)/Е12. В нашем случае он равен 2,1×105 МПа.

Т1  - вращающий момент на первом валу, Нм.

КНb- коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки, (примем его равным 1,2).

yвд – относительная ширина колеса, yвд= в2/d1.(Примем его равным 1).

 

 - допускаемое значение контактных напряжений, МПа.

Чтобы определить окончательное значение d необходимо провести некоторые предварительные вычисления:

1.  Эквивалентное число циклов:

, где

a и b - параметры режима нагружения;

tS - ресурс, ч.

NHE1=60164×106

NHE2=38×106

(Индекс 1 – шестерня, 2 – колесо).

2.  Коэффициент долговечности:

Коэффициент долговечности KHL учитывает влияние срока службы и режима нагрузки передачи. Расчет KHL основывается на кривой усталости.

, где NHGi – базовое число циклов.

Расчетное значение  NHGi для шестерни и колеса возьмем из пособия [2].                                                                                                                 

Поскольку коэффициент может принимать значения в интервале 1 £ KHLi £ 2.4

примем значения KHL1  и KHL2 равными 1.

3.Предельное значение контактного напряжения:

НВ1=НВ2+(20-40) =270+40=310

(НВ1- известная величина)

4. Допускаемое значение контактных напряжений:

, где [SH] - коэффициент  надежности (примем его равным 1,1)

Рассчитаем допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

Тогда:

     мм.

б) Определение предварительного значения ширины колеса:

b2=0.9×d1= 62 мм

в) Угол наклона зубьев:

Примем  b’=15°

г) Выбор предварительного значения модуля:

примем его равным m=3.

д) Определение числа зубьев шестерни и колеса:

е) Передаточное число:

ж) Определение межосевого расстояния:

мм

з) Корректировка угла наклона b:

и) Уточнение d делительных окружностей:

мм

к) Уточнение межосевого расстояния:

мм

Результаты расчета зубчатой передачи сведем в таблицу:

Параметр

Обозначение

Значение

1.Окружная скорость, м/c

V

2,08

2. Модуль, мм

m

3

3. Межосевое расстояние, мм

      

185

4. Диаметр вершин, мм

шестерня

82

колесо

288

5. Ширина венца, мм

шестерня

67

колесо

62

6. Угол наклона зубьев, град.

       

15,25

7. Силы зацепления, Н

окружная

5495

радиальная

2041

осевая

1373

ОЦЕНКА СИЛ И МОМЕНТОВ

Расчетная схема:

На рис.2 приведена кинематико-расчетная схема механизма:

                          

рис.2. Кинематико-расчетная схема механизма.

1.Рассчитаем силы в зацеплении.

Первое колесо:

Третье колесо:

Где и - окружные силы для соответствующих колес, Н.

        и - радиальные силы для соответствующих колес, Н.

         - осевая сила на первом колесе, Н.

Расчеты для второго колеса производить не будем, так как они по модулю равны значениям соответствующих сил для первого колеса и противоположны по знаку.

2. Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок. 

Представим расчетную схему вала в виде балки, расположенной на опорах А и Б в вертикальной (В) и горизонтальной (Г) плоскости.

рис.3. Расчетная схема вала.

1. Определим реакции в опорах в вертикальной плоскости:

Ма1=Fа2·d3/2=1373·150·10-3=218170Н·мм.

где  Ма1 – изгибающий момент, возникающий от действия силы Fa1 на плече d1/2, Нмм.       

SM(A)=0=Fr3·l1-Fr1·l2-RВВ·(l2+l3)+Ma1=0

SM(B)=0=Fr3·(l1+l2+l3)-RAВ·(l2+l3)+Fr1·l2+Ma1=0

l1=95мм, l2=90мм, l3=70мм из расчетной схемы.

Из уравнений находим реакции:

Проверим по условию SFy=0

-3947+9378.3-2041-3390=0

условие выполняется.

3.  Определим значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

1 участок:   

 

2 участок:   

 

3 участок:   

 

По этим значениям моментов строим эпюру изгибающих моментов Мв.

(См рис.3.)

4.  Определим реакции в опорах в горизонтальной плоскости:

SM(A)=0=-Ft3·l1-Ft1·l2+RBг·(l2+l3)=0

SM(B)=0=-Ft3·(l1+l2+l3)+RAг·(l2+l3)+Ft1·l3=0

Вычислим, исходя из этих уравнений реакции:

Проверим по условию SFy=0

10964-15807.5-5494+10337.5=0

условие выполняется.

5.  Определим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

1 участок:   

 

2 участок:   

 

3 участок:   

По этим значениям моментов строим эпюру изгибающих моментов Мг.

Также строим эпюру действующего на вал вращающего момента Т. (См рис.3.). 

6. Определим полные реакции в подшипниковых опорах:

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Шпоночное соединение проверяют из условия прочности узкой грани шпонки на смятие. Это условие имеет вид:

, где  -  нормальное напряжение смятия;

[] – допускаемое нормальное напряжение для материала шпонки.

Данная формула может быть приведена к виду:

, где =160 МПа

где b – ширина шпонки, мм; h – высота шпонки, мм; l – длина шпонки, мм;

t1 – глубина паза, мм.  T – вращающий момент на валу, Нм, d – диаметр вала для которого рассчитывается шпоночное соединение. d= 60мм

 Для нашего случая:

Условие прочности шпонки на смятие не выполняется. В данном случае следует установить 2 шпонки. Тогда нормальное напряжение смятия поровну разделится между 2 шпонками:

Тогда условие прочности на смятие выполняется.

Шпоночное соединение может быть также проверено из условия прочности шпонки на срез. Это условие имеет вид:

, где    - касательные напряжения среза;   - допускаемое касательное напряжение для материала шпонки.

Данная формула может быть приведена к виду:

, где

Для нашего случая:

Условие прочности на срез выполняется.

По аналогии проведем проверочные расчеты для шпоночного соединения колеса и вала. Диаметр вала d=75мм

Условие прочности на смятие выполняется.

Условие прочности на срез выполняется.

Результаты расчетов представим в виде таблицы:

bxhxl

мм

МПа

МПа

МПа

МПа

18x11x50 (2 шпонки)

127

150

57

90

25x14x70

146

27,5

ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Радиальные реакции в опорах вала Ra=R2=18438Н

Rв=R1=10917Н

Внешняя осевая сила составляет       Fz=Fa=1373Н

Расчетный ресурс подшипников по динамической грузоподъемности определим по формуле:

Где Lh – расчетный ресурс подшипников, ч; n – частота вращения вала, об/мин; с – динамическая грузоподъемность, Н; Р – приведенная нагрузка

Похожие материалы

Информация о работе