Проектирование привода (стр. 1 из 3)
Оглавление
Заданиедля контрольной работы
1 Определение мощности на приводном валу
2 Выбор электродвигателя
3 Кинематический расчет привода
4 Расчет параметров зубчатых колес
4.1 Определение механических свойств материалов
4.2 Расчет параметров передачи
5 Конструирование валов редуктора
5.1 Расчет диаметров валов
5.2 Расчет шпоночных соединений
5.3 Расчет зубчатой муфты
5.4 Разработка чертежа вала редуктора
6 Проверочный расчет быстроходного вала
6.1 Определение реакций опор
6.2 Расчет статической прочности вала
6.3 Уточненный расчет прочности вала
7 Подбор подшипников качения
Список использованной литературы
Задание для контрольной работы
Провести проектировочный и проверочный расчет деталей механизма привода на основании его сборочного чертежа. Произвести выбор электродвигателя, расчет соединений, муфт и основных деталей редуктор, а также ориентировочного значения коэффициента полезного действия. Выполнить рабочий чертеж вала.
Кинематическая схема.
Исходные данные:
Долговечность привода tΣ, ч: 11600
Мощность тихоходного вала N2, кВт: 3,3
Частота вращения тихоходного вала n2, мин-1: 435
Материал вала: сталь 45 с термообработкой улучшением
1 Определение мощности на приводном валу
КПД редуктора:
η = ηзп · ηм · ηп2
ηзп = 0,95…0,98; принимаем ηзп = 0,98 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηм = 0,995 – КПД муфты;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
η = 0,98 · 0,995 · 0,992 = 0,955
Требуемая мощность двигателя:
N1 = N2/ η = 3,3 / 0,955 = 3,46 кВт.
2 Выбор электродвигателя
Выбираем электродвигатель с запасом мощности: 4А112МВ6Y3 со следующими характеристиками:
Nдв = 4 кВт; nдвc = 1000 мин-1; dдв = 38 мм; ψmax = 2,2.
Частота вращения двигателя при номинальной нагрузке:
n1 = nдв = nдвc · (1-s) = 1000 · (1-0,04) = 960 мин-1, где:
s – коэффициент скольжения, принимаем s = 0,04.
3 Кинематический расчет привода
Передаточное число редуктора:
u = n1 / n2 = 960 / 435 = 2,2
Принимаем ближайшее стандартное значение (второй ряд): u = 2,24.
Уточним частоту вращения тихоходного вала редуктора:
n2 = n1 / u = 960 / 2,24 = 429 мин-1
Угловые скорости вращения валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 960 / 30 = 100,5 с-1;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 429 / 30 = 44,9 с-1.
Вращающие моменты на валах:
Т1 = N1 / ω 1 = 3,46 · 103 / 100,5 = 34,43 Н·м;
T2 = (N2 / ω 2) · η = T1 · u · η = 34,43 · 2,24 · 0,955 = 73,65 Н·м.
4 Расчет параметров зубчатых колес
4.1Определение механических свойств материалов
Выбираем для шестерни сталь 45 с термообработкой улучшением НВ 240, а для колеса тоже сталь 45 с термообработкой нормализацией НВ 215.
Примем предварительно: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм, а для колеса до 400 мм. Тогда:
- для материала шестерни: предел текучести σт = 440 МПа, предел прочности σв = 780 МПа;
- для материала колеса: предел текучести σт = 280 МПа, предел прочности σв = 550 МПа.
По заданной долговечности определяем число рабочих циклов:
- шестерни Nц1 = 60 · 960 · 11600 = 6,7 · 108;
- колеса Nц2 = 60 · 429 · 11600 = 3 · 108.
Так как Nц > 107 принимаем коэффициент долговечности КHL = 1.
Коэффициент безопасности примем: [n] = 1,15.
При НВ ≤ 350 НВ: σНlimb = 2 · HB + 70, тогда:
- для шестерни σНlimb1 = 2 · 240 + 70 = 550 МПа
[σH]1 = (σНlimb1 · КHL) / [n] = (550 · 1) / 1,15 = 478,3 МПа
- для колеса σНlimb2 = 2 · 215 + 70 = 500 МПа
[σH]2 = (σНlimb2 · КHL) / [n] = (500 · 1) / 1,15 = 434,8 МПа
4.2 Расчет параметров передачи
Введем коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH = 1,2.
Коэффициент ширины колеса: ψba = 0,4.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
αW = (u + 1)
= (2,24 + 1) 
= 91,3 мм.Принимаем αW = 100 мм.
m = (0,01-0,02) αW = 1-2 мм, принимаем m = 1 мм.
Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:
zΣ = 2 αW / m = 2 · 100 / 1 = 200,
а также отдельно для быстроходной ступени передач:
z1 = 2 αW / m(u + 1) = 2 · 100 / 1 · (2,24 + 1) = 61,7; z1 = 62
Для тихоходной ступени:
z2 = z1u = 61,7 · 2,24= 138,2; z2 = 138
Уточняем передаточное число:
u = z2 / z1 = 138 / 62 = 2,23
Делительные диаметры:
d1 = mz1 = 1 · 62 = 62 мм
d2 = mz2 = 1 · 138= 138 мм
Диаметры вершин зубьев:
da1 = d1 + 2m = 62 + 2 · 1 = 64 мм
da2 = d2 + 2m = 138 + 2 · 1 = 140 мм
Ширина колеса прямозубой передачи при ψba = 0,4:
b2 = ψва · αW = 0,4 · 100 = 40 мм
Ширина шестерни:
b1 = b2 + 4 = 40 + 4 = 44 мм
Диаметры окружности впадин:
df1 = d1 – 2,5m = 62 – 2,5 · 1 = 59,5 мм
df2 = d2 – 2,5m = 138– 2,5 · 1 = 135,5 мм
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Ψbd= b1 /d1 = 44 /62 = 0,71
5 Конструирование валов редуктора
5.1 Расчет диаметров валов
Диаметр выходного конца вала, исходя из расчета на кручение:
d =
,где [τ]k – допускаемые напряжения кручения, определяемые механическими свойствами материала вала.
[τ]k = 0,1σт
Ведущий вал выполним за одно целое с шестерней. В качестве материалов валов возьмем: сталь 45 с термообработкой улучшением.
Тогда для ведущего вала:
[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа
dВ1 =
= 15,8 ммТак как диаметр вала двигателя dдв = 38 мм, то окончательно берем dВ1 = 38 мм. Диаметр вала под подшипники принимаем 50 мм.
Для ведомого вала:
[τ]k = 0,1σт = 0,1 · 440 = 44 МПа
dВ2 =
= 20,3 ммПринимаем: выходной диаметр Ø25 мм, под подшипники – Ø35 мм, под колесо - Ø45 мм.
5.2 Расчет шпоночных соединений
Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала:
Ведущий вал:
dВ1 = 38 мм, берем шпонку: 10х8, t1 = 5 мм.
Ведомый вал:
dВ2 = 25 мм, берем шпонку: 8х7, t1 = 4 мм.
dВ2.1 = 45 мм, берем шпонку: 14х9, t1 = 5,5 мм.
Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствии с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки:
lр ≥ (2 · Т · 103)/( d(h – t1) · [σсм])
Допускаемые напряжения смятия:
[σсм] = σт / [s],
где [s] – допускаемый коэффициент запаса.
Для шпонок из чистотянутой стали 45Х принимаем σт = 400 МПа. Принимаем: [s] = 2,3
[σсм] = 400 / 2,3 = 173,9 МПа
Ведущий вал:
lр1 = (2 · 34,43 · 103)/(38 · (8 – 5) · 173,9) = 3,47 мм
l1 = lр1 + b = 3,47 + 10 = 13,47 мм
Окончательно берем: l1 = 20 мм
Ведомый вал:
lр2 = (2 · 73,65 · 103)/(25 · (7 – 4) · 173,9) = 11,3 мм
l2 = lр2 + b = 11,3 + 8 = 19,3 мм
Окончательно берем: l2 = 20 мм
lр3 = (2 · 73,65 · 103)/(45 · (9 – 5,5) · 173,9) = 5,4 мм
l3 = lр3 + b = 5,4 + 14 = 19,4 мм
Окончательно берем: l3 = 20 мм
Ширина колеса 40 мм – шпонка подходит.
5.3 Расчет зубчатой муфты
В приводе будем использовать зубчатую муфту. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента по критерию:
Трасч = k · Тдл. ≤ Ттабл.
Принимаем k = 1, тогда:
Трасч = Т1 = 34,43 Н·м
Диаметр муфты:
dМ ≥ 10
= 10 
= 35 ммqM = 0,2 – 0,25
kМ = 4 – 6 – при твердости 40-50 HRC
Выбираем зубчатую муфту dМ = 60 мм, Т = 4000 Н · м.
5.4 Разработка чертежа вала редуктора
Основные размеры вала редуктора были получены в результате его проектирования. Недостающие размеры определим на основании выбранного варианта исполнения.
Вал редуктора спроектирован ступенчатым, это дает ряд преимуществ: удобство сборки; изготовление сопрягаемых деталей в системе отверстия.
Размеры под посадочные места под сопрягаемые детали выберем по их соответствующим размерам и условиям соединений.
Для обеспечения возможности выхода шлифовального камня при обработке
посадочных поверхностей вала введем канавку.
Для обеспечения требований взаимозаменяемости и обеспечения необходимого качества соединений проставим на чертеже допуски на размеры.
Укажем шероховатость обрабатываемых поверхностей. В технических требованиях укажем термообработку.
6 Проверочный расчет быстроходного вала
6.1 Определение реакций опор
Для проверочного расчета статической и усталостной прочности ступенчатого вала составим его расчетную схему.
Расчетная схема вала.
Геометрические параметры вала определим на основании чертежа:
а = 75 мм; b = 42 мм; с = 42 мм.
Рассмотрим внешние силы, нагружающие быстроходный вал редуктора.
Со стороны муфты от электродвигателя на вал действует крутящий момент Т1 и поперечная сила Fr; со стороны зацепления окружная сила FT и поперечная R0:
FT = 2T1 / d1 = 2 · 34,43 · 103 / 62 = 1111 Н
R0 = FT · tgα = 1111 · tg 20° = 404 Н