Проект привода для двух агрегатов на основе трехступенчатого редуктора

Министерство образования Российской Федерации Красноярский государственный технический университет Кафедра «Материалы, технологии и конструирование машин»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ по дисциплине «ДЕТАЛИ МАШИН»

• Введение
• 1. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя
• 1.1 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя
• 1.2 Определение частоты вращения вала электродвигателя
• 1.3 Выбор электродвигателя
• 1.4 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
• 1.5 Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала
• 2. Расчет тихоходной ступени
• 2.1 Определение допускаемых напряжений
• 2.2 Определение основных параметров тихоходной передачи
• 3. Расчет промежуточной ступени
• 3.1 Определение допускаемых напряжений
• 3.2 Определение основных параметров тихоходной передачи
• 4. Расчет быстроходной ступени
• 4.1 Определение допускаемых напряжений
• 4.2 Определение основных параметров тихоходной передачи
• 5. Определение диаметров всех валов
• 6. Выбор подшипников качения
• 7. Расчет цепной передачи
• 8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость
• 9. Расчет шпоночных соединений
• 10. Выбор муфты
• 11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• Список литературы
• Техническое задание
• Рассчитать и спроектировать привод для двух агрегатов на основе трехступенчатого редуктора (рис. 1).
• Рис. 1 Схема механизма привода.
• Исходные данные:
• Мощность на IV валу редуктора Р_IV = 14 кВт;
• Частота вращения IV валу редуктора n_IV = 130 мин^-1;
• Частота вращения V валу привода n_V = 16 мин^-1;
• Срок службы привода — 6 лет;
• Тип корпуса редуктора — литой;
• Основание привода — рама.
• Введение
• Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.
• Государством перед машиностроением поставлена задача значительного повышения эксплуатационных и качественных показателей при непрерывном росте объема ее выпуска.
• Одним из направлений решения этой задачи является совершенствование конструкторской подготовки студентов высших учебных заведений.
• Целью данного курсового проекта является проектирование привода на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель, соединенный при помощи цепной муфты с трехступенчатым цилиндрическим редуктором. III-й вал редуктора, при помощи цепной передачи, соединен с валом исполнительного механизма 1-го агрегата. IV-й вал редуктора, через упругую втулочно-пальцевую муфту, выходит на вал исполнительного механизма 2-го агрегата.
• В рамках данного курсового проекта проводится расчет и выбор требуемого электродвигателя, проектный расчет редуктора, проверочный расчет редуктора, расчет тихоходного вала редуктора на усталостную прочность, расчет на этом валу подшипников на динамическую грузоподъемность, расчет на прочность шпоночных соединений и упругой муфты.
• Электродвигатель, применяемый в приводе, является 3-х фазным асинхронным.
• 1. Кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя

1.1 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя

Расчетная мощность, кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе:

(1)

где — общий КПД привода.

Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:

(2)

где _Ц -КПД цепной передачи, _Ц = 0,93 [2];

_З — КПД цилиндрической передачи редуктора, _З = 0,97 [2];

_М — КПД муфты, _М = 0,98 [2];

_З — КПД пары подшипников, _П = 0,99.

.

Мощность на валу электродвигателя:

.

1.2 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота (мин-¹) вращения вала электродвигателя определяется по формуле:

(3)

где u — передаточное отношение привода.

Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач:

(4)

где u_{1, 2,3} — передаточное отношение 1-й, 2-й и 3-й ступеней редуктора, u_{1, 2,3} = 2.6 [2]; u_ц — передаточное отношение цепной передачи, u₂=2.4.

Интервал оптимальных передаточных отношений для данного привода

— для 1-го агрегата;

— для 2-го агрегата;

По формуле (5) определим интервал оптимальных частот вращения вала электродвигателя

1.3 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель с частотой вращения магнитного поля статора 3000мин —¹ .

Электродвигатель выбираем из справочника по следующим критериям: частота вращения вала n = 3000 мин^-1, паспортная мощность близка к 17,87 кВт, этому соответствует электродвигатель АИР 180 S2 с паспортной мощностью 22 кВт, частотой вращения электромагнитного поля статора n_c = 2850 мин ^-1.

Эскиз выбранного электродвигателя с указанием габаритных, присоединительных, установочных размеров приведен в таблице 1 и на рисунке 2.

Рисунок 2 — Эскиз электродвигателя

Таблица 1

1.4 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Уточняем передаточное отношение привода:

(5)

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням:

Принимаем передаточные отношения для 1-й и 2-й ступеней равными 3,15, тогда передаточное число 3-й ступени:

Определяем общее передаточное отношение привода для 1-го агрегата

Тогда передаточное отношение цепной передачи определится так:

.

1.5 Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала

2. Расчет тихоходной ступени

2.1 Определение допускаемых напряжений

Колесо: Сталь 40Х, улучшение,

,

Шестерня:

Сталь 40ХН, закалка ТВЧ,

,

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:

Изгибная прочность:

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

2.2 Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =140мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

3. Расчет промежуточной ступени

3.1 Определение допускаемых напряжений

Колесо: Сталь 40Х, улучшение,

,

Шестерня: Сталь 40ХН, закалка ТВЧ,

,

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:

Изгибная прочность:

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

2.2 Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =125мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

вал электродвигатель мощность шпоночный

4. Расчет быстроходной ступени

4.1 Определение допускаемых напряжений

Колесо: Сталь 40Х, улучшение,

,

Шестерня: Сталь 40ХН, закалка ТВЧ,

,

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

1. Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2. Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на :

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3. Суммарное число циклов перемены напряжений:

4. Эквивалентные числа циклов перемены напряжений при расчете на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5. Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок.

Контактная прочность:

Изгибная прочность:

6. Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из полученных

7. Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

4.2 Определение основных параметров тихоходной передачи

1. Коэффициент нагрузки

Принимаем

Схема передачи 5, с учетом варианта «а» соотношений термических обработок.

Окружная скорость:

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-й степени точности.

Коэффициент нагрузки:

Предварительное значение межосевого расстояния:

Принимаем =90мм

2. Рабочая ширина венца колеса:

3. Рабочая ширина шестерни:

4. Модуль передачи:

Принимаем .

5. Суммарное число зубьев:

Принимаем

6. Число зубьев шестерни:

7. Число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

9. Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

10. Диаметры делительных окружностей:

Проверка:

11. Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

12. Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

5. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр быстроходного вала:

Из конструктивных соображений, принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем.

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

2) Определим диаметр 1 промежуточного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

3) Определим диаметр 2 промежуточного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

4) Определим диаметр тихоходного вала:

Принимаем: .

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

6. Выбор подшипников качения

1. Для быстроходного вала вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии № 7306.

Для него имеем:

— диаметр внутреннего кольца,

— диаметр наружного кольца,

— ширина подшипника,

— динамическая грузоподъёмность,

— статическая грузоподъёмность

2. Для 1 промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии № 7311.

Для него имеем:

— диаметр внутреннего кольца,

— диаметр наружного кольца,

— ширина подшипника,

— динамическая грузоподъёмность,

— статическая грузоподъёмность

3. Для 2 промежуточного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии № 7308.

Для него имеем:

— диаметр внутреннего кольца,

— диаметр наружного кольца,

— ширина подшипника,

— динамическая грузоподъёмность,

— статическая грузоподъёмность

4. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые конические однорядные подшипники средней узкой серии № 7311.

Для него имеем:

— диаметр внутреннего кольца,

— диаметр наружного кольца,

— ширина подшипника,

— динамическая грузоподъёмность,

— статическая грузоподъёмность Все подшипники удовлетворяют условиям работы и сроку су службы.

7. Расчет цепной передачи

Исходные данные

Т₃=886.85 Н•м — крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n₃=21.3 мин^-1 — частота вращения ведущей звездочки;

U=3 — передаточное число цепной передачи;

1. Выбор цепи

Назначим однорядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительный шаг цепи:

По стандарту выбираем: ПР-44,45−172.4

2. Назначение основных параметров:

а) число зубьев звездочки Найдем рекомендуемое число зубьев Z₁ в зависимости от передаточного числа:

Принимаем Z₁ =23

б) межосевое расстояние

ПР-44,45 а=40Р=40•44.45=1178мм в) наклон ш=18

г) Примем, что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

3) Определение давления в шарнире:

Найдем значение коэффициента, учитывающий условия эксплуатации цепи К_Э

К_Э = К_д• К_А • К_Н• К_рег •К_см • К_реж =1 •1 •1 •1,25 •1,5 •1=1,875

Где К_д =1- коэффициент динамической нагрузки;

К_А=1- коэффициент межосевого расстояния;

К_Н=1 — коэффициент наклона линии центров;

К_рег=1,25 — коэффициент регулировки натяжения цепи, нерегулируемое натяжение;

К_см=1,5 — коэффициент смазывания, нерегулярная смазка;

К_реж =1 — коэффициент режима, работа в одну смену;

4) Окружная сила, передаваемая цепью:

5) Число зубьев ведомой звездочки

Z₂ =U_ц.п. •Z₁ =3 •23=69

6) Частота вращения ведомой звездочки:

7) Делительный диаметр ведущей звездочки:

8) Делительный диаметр ведомой звездочки:

9) Уточненное межосевое расстояние:

Т.к. цепь не регулируется, и выдержать такую точность межосевого

расстояния в устройствах такого типа, как проектируемое невозможно,

то принимаем =1175мм

13) Характерные размеры цепи и звездочек:

Размеры цепи:

D=25.4 мм

d= 12.7 мм

b=40 мм

S=4 мм

Размеры звездочек:

мм мм мм мм

8. Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость Проведём расчёт тихоходного вала.

Рис. 8.1

Действующие силы:

— окружная сила;

— радиальная сила;

— крутящий момент.

.

.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1. ;

;

.

Отсюда находим, что .

2. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку: ;

;

.

Равенство выполняется, следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ;

;

.

Отсюда находим, что .

4. ;

;

.

Отсюда находим, что .

Выполним проверку: ;

.

Равенство выполняется, следовательно, горизонтальные реакции найдены верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке B, причём моменты здесь будут иметь значения:

;

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности [s], значение которого можно принять [s] = 1,5. При этом должно выполняться условие, что

где S — расчетный коэффициент запаса прочности,

и — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

— временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и — пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

и — коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих величин:

;

где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

— коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения.

Найдём значение коэффициента влияния шероховатости .

Вычислим коэффициент запаса

где

;

.

где Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

— условие выполняется

9. Расчет шпоночных соединений Быстроходный вал.

lш= lp+b,

где b — ширина шпонки,

=25мм

где h=8 мм — высота шпонки,

b=12мм — ширина шпонки

d=25 мм

T=3.16 Н•м Принимаем

lш= 22+12=34 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=34мм;

Тихоходный вал.

lш= lp+b,

где b — ширина шпонки,

где h=6 мм — высота шпонки,

b=18 мм

d=45 мм

T=886.85 Нм Принимаем

lш= 55+18=73 (мм),

Принимаем стандартный размер lш=73мм;

10. Выбор муфты Для соединения концов тихоходного и приводного вала и передачи крутящего момента следует использовать упругую компенсирующую муфту с торообразной оболочкой, которая обеспечивает строгую соосность валов и защищает механизм от перегрузок. Размеры данной муфты выбираются по стандарту, они зависят от диаметра вала и величины передаваемого крутящего момента.

Муфта состоит из одинаковых полумуфт, к которым с помощью нажимных колец и винтов притягиваются упругие элементы, выполненные в форме хомутов.

Муфта обладает большой крутильной, радиальной и угловой податливостью. Полумуфты устанавливают как на цилиндрические, так и на конические концы валов.

11. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников Смазочные материалы в машинах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты, а также для предохранения деталей от коррозии. Снижение сил трения благодаря смазке обеспечивает повышение КПД машины, кроме того, снижаются динамические нагрузки, увеличивается плавность и точность работы машины. Глубина погружения зубчатых колес в масло должна быть не менее модуля зацепления и не более четверти делительной окружности колеса.

1. Иванов М. Н., Иванов В. Н. Детали машин, Курсовое проектирование М. Высшая школа, 1975.

2. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М. Высшая школа, 1985.

3. Стрелов В. И. Методические рекомендации по составлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по «Деталям машин». КФ МГТУ им Н. Э. Баумана, 1988.

4. А. В. Буланже, Н. В. Палочкина, Л. Д. Часовников, под редакцией Д. Н. Решетова. Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин». МГТУ им Н. Э. Баумана, 1980.

5. В. Н. Иванов, В. С. Баринова. Выбор и расчеты подшипников качения. Методические указания по курсовому проектированию. МГТУ им Н. Э. Баумана, 1981.

6. Е. А. Витушкина, В. И. Стрелов. Расчет валов редукторов. МГТУ им Н. Э. Баумана, 2005.