Машиностроение \ Детали машин

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

Страницы работы

22 страницы (Word-файл)

Посмотреть все страницы

Скачать файл

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

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

Нм

где и - мощности соответствующих валов, Вт.

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

Все полученные результаты занесем в таблицу:

№	U_i	n_i, об/мин	w_i_,рад/с	T_i, Нм	N_i, Вт
1	U_b=4.4 U_t=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

Проектный расчет передачи.

а) Определение диаметра делительной окружности шестерни.

Первоначальный расчет d делительной окружности ведется по формуле:

, где

Е_пр – приведенный модуль Юнга, рассчитываемый по формуле:

Е_пр= (2×Е₁×Е₂)/Е₁+Е_2.В нашем случае он равен 2,1×10⁵МПа.

Т₁ - вращающий момент на первом валу, Нм.

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

y_вд – относительная ширина колеса, y_вд= 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;

t_S - ресурс, ч.

N_HE₁=60164×10⁶

N_HE₂=38×10⁶

(Индекс 1 – шестерня, 2 – колесо).

2. Коэффициент долговечности:

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

, где N_HGi – базовое число циклов.

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

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

примем значения K_HL₁ и K_HL₂ равными 1.

3.Предельное значение контактного напряжения:

НВ₁=НВ₂+(20-40) =270+40=310

(НВ₁- известная величина)

4. Допускаемое значение контактных напряжений:

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

Рассчитаем допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

Тогда:

мм.

б) Определение предварительного значения ширины колеса:

b^’₂=0.9×d^’₁= 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
4. Диаметр вершин, мм	колесо		288
5. Ширина венца, мм	шестерня		67
5. Ширина венца, мм	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=F_а2·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=F_r3·l1-F_r1·l2-R_ВВ·(l2+l3)+Ma1=0

SM(B)=0=F_r3·(l1+l2+l3)-R_A_В·(l2+l3)+F_r1·l2+Ma1=0

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

Из уравнений находим реакции:

Проверим по условию SF_y=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=-F_t3·l1-F_t1·l2+R_B_г·(l2+l3)=0

SM(B)=0=-F_t3·(l1+l2+l3)+R_A_г·(l2+l3)+F_t1·l3=0

Вычислим, исходя из этих уравнений реакции:

Проверим по условию SF_y=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: