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

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:

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

1. 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 2,1×10⁵ МПа.

Т₁  - вращающий момент на первом валу, Нм.

К_Нb- 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:

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_AВ·(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_Bг·(l2+l3)=0

SM(B)=0=-F_t3·(l1+l2+l3)+R_Aг·(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:

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:

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