Автор работы: Пользователь скрыл имя, 10 Июня 2014 в 13:28, курсовая работа
В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода, кинематическая схема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя 1, который через клиноремённую передачу 2, соединяется с одноступенчатым червячным редуктором 3, и зубчатой муфты. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного вала и увеличения крутящего момента на нём.
В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода, кинематическая схема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя 1, который через клиноремённую передачу 2, соединяется с одноступенчатым червячным редуктором 3, и зубчатой муфты. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного вала и увеличения крутящего момента на нём.
Рис. 1. Кинематическая схема привода
Привод должен обеспечивать следующие технические характеристики:
Кинематический и энергетический расчет привода машины заключается в выборе кинематической схемы привода, подборе электродвигателя, определении угловых скоростей и крутящих моментов на валах.
Определим требуемую мощность электродвигателя:
кВ
где h - общий КПД привода, Рвых=2 кВт - мощность на выходном валу.
Общий КПД привода определяется, как произведение КПД отдельных звеньев кинематической цепи:
.
Для данного привода, где 1=0,95 - КПД клиноременной передачи, ƞ2=0,8 КПД червячного редуктора, 3=0,98 КПД зубчатой муфты, 4=0,99 КПД подшипников качения.
На основе требуемой мощности по каталогу выбираем электродвигатель с номинальной мощностью
Рэ³Рэ.тр,
Рэ=3 кВт, выбранный двигатель 4А90L2У3 с частотой вращения 3000 об/мин,
Определяем требуемую частоту вращения вала на входе в исполнительный механизм:
nвых=80 об/мин по условию проекта.
Берем передаточное отношение червячного редуктора u=20. Тогда передаточное отношение ременной передачи
Определим крутящие моменты на валах привода и угловые скорости их вращения:
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в проектируемом приводе используется клиноремённая передача. Для расчёта используем методику, приведенную в [1, c. 130].
Исходя из номограммы условий работы ремня выбираем тип сечения А [1, c.134].
1. Частота вращения меньшего шкива, об/мин
где s=1 (1, с.6)
2. Вращающий момент, Н/м.
3. Диаметр меньшего шкива, мм.
Принимаем диаметр шкива (1, стр. 131)
4. Диаметр большего шкива, мм
Принимаем диаметр большего шкива 160 мм. (1, стр. 120)
где коэффициент для передач с регулируемым натяжением ремня (1, стр.120)
5. Передаточное отношение (уточненное).
Угловая частота вала составит:
Расхождение составит , что ниже допускаемого значения 3%.
6. Межосевое расстояние, мм.
где -высота ремня для выбранного типа сечения, (1, стр. 131)
Принимаем усредненное межосевое расстояние *=200 мм.
7. Длинна ремня, мм.
Принимаем величину длинны ремня из стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80 равной L=800 мм.
8. Уточненное межосевое расстояние, мм.
где
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01·L=8 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность его увеличения на 0,025·L=20 мм для увеличения натяжения ремней.
9. Угол обхвата, °.
10. Число ремней.
где -мощность допускаемая для передачи одним ремнем (2, стр.15)
- коэффициент режима работы (средний режим). (1, стр.136)
- коэффициент учитывающий угол обхвата, (1, стр.135)
- коэффициент учитывающий число ремней, (1, стр.135)
- коэффициент учитывающий влияние длинны ремня (1, стр.135)
Принимаем число ремней z=3
11. Натяжение ветви ремня, Н.
где -окружная скорость ведущего шкива.
- коэффициент учитывающий центробежную силу (1, стр.136)
12. Сила действующая на вал, Н.
13. Ширина обода шкива, мм.
где -размер канавки. (1, стр.138)
Для длительно работающих передач используются червяки с твердостью HRC>45. В качестве материала червяка применяем сталь 45, термообработанную улучшение + ТВЧ 45-50 HRC, витки червяка шлифованные и полированные.
Выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, тогда предварительно определим ожидаемую скорость.
Исходя из рекомендаций (3 стр. 31) материалом венца червячного колеса выбираем БрА9ЖЗЛ отлитую в кокиль со следующими прочностными характеристиками , ,
4.1 Допускаемые напряжения
Определим коэффициент долговечности для расчета допускаемых контактных напряжений:
где – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса колеса за весь срок службы передачи.
,
где время работы передачи.
- коэффициент эквивалентности (3 стр.32)
Определим коэффициент долговечности для расчета расчета допускаемого напряжения изгиба:
где - эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса колеса за весь срок службы передачи.
коэффициент эквивалентности, (3 стр. 32)
Определим допускаемые контактные напряжения:
где - коэффициент изнашивания материала колеса.
Определим допускаемые напряжения изгиба:
где - исходное допускаемое напряжение изгиба материалов
Определим предельные допускаемые напряжения
Выбираем червячную передачу с 2-х заходным червяком . (3 стр.33)
где (3 стр.33)
–коэффициент концентрации нагрузки (3 стр. 33)
Принимаем ближайшее большее межосевое расстояние (3 стр. 410)
Модуль червячной пары
Значение модуля принимаем ближайшее стандартное (3 стр.33)
Коэффициент диаметра червяка
Значение округляем до ближайшего стандартного (3 стр 33). Для правильной работы редуктора необходимо, чтобы было соблюдено условие:
Условие -верно.
Коэффициент смещения
На основании полученных предварительных данных произведем определение основных геометрических характеристик червячной передачи, необходимых для ее последующего конструирования и проверочного расчета.
Угол подъема линии витка червяка на делительном цилиндре:
Угол подъема линии витка червяка на начальном цилиндре:
№ |
Параметр |
Расчетная формула |
Расчет |
1 |
Диаметр делительный червяка |
||
2 |
Диаметр вершин витков червяка |
||
3 |
Диаметр впадин червяка |
||
4 |
Длинна нарезной части червяка |
||
5 |
Диаметр делительный колеса |
||
6 |
Диаметр вершин зубьев колеса |
||
7 |
Диаметр впадин колеса |
||
8 |
Диаметр колеса наибольший |
||
9 |
Ширина венца колеса |
Определим скорость скольжения в зацеплении
где
где - фактическое передаточное число
Исходя из найденных скоростей назначаем степень точности червячной передачи – 7
По полученому значению уточним допускаемое напряжение
Вычислим расчетное напряжение
где (3 стр.35)
Определим коэффициент нагрузки
где т.к (3 стр. 35)
где (3 стр. 35)
(3 стр. 35)
Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет.
4.5 КПД передачи
Определим коэффициент полезного действия червячной передачи
где - угол подъема линии витка на начальном цилиндре:
- приведенный угол трения (3 стр. 35)
4.6 Силы в зацеплении
Окружная сила на колесе, равна осевой силе на червяке
Окружная сила на червяке, равна осевой силе на колесе
Радиальная сила
4.7 Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба
где -коэффициент формы зуба колеса, который выбирают в зависимости от тогда (3 стр. 36)
Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет.
4.8 Проверочный расчет на прочность зубъев червячного колеса при действии пиковой нагрузки
Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пикового момента
где - коэффициент перегрузки
Проверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при действии пикового момента
4.9 Тепловой расчет
Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты проверяют на нагрев:
Мощность на червяке:
Определим температуру нагрева масла (корпуса) при установившемся тепловом режиме без искуственного охлаждения:
где коэффициент учитывающий отвод теплоты от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму (3 стр. 37)
- максимально
допустимая температура
-ь площадь охлаждения корпуса, (3 стр. 37)
- коэффициент теплоотдачи (для чугунных корпусов) (3 стр. 37)
Температура корпуса входит в допустимые пределы нагрева, т.о на корпусе нет необходимости в установке искуственного охлаждения, или ребер.
После определения межосевых растояний , размеров колес и червяков приступают к разработке конструкции конструкции редуктора.
5.1
Определение размеров
где крутящий момент на валу
определить графически. (4.стр 113)
где крутящий момент на валу
определить графически. (4.стр 113)
Выбор наиболее рационального типа подшипника для данных условий работы редуктора весьма сложен и зависит от целого ряда факторов: передаваемой мощность редуктора, типа передачи, соотношения сил в зацеплении, частота вращения внутреннего кольца подшипника, требуемого срока службы, схемы установки.
- диаметр внутреннего кольца d=55 мм.,
- диаметр наружного кольца D= 120 мм.
- динамическая грузоподъемность Сr=96,6 кН
- статическая грузоподъемность С0r=75,9 кН
- ширина шарикоподшипника В=29 мм.
Осевые размеры шарикоподшипников Т=32 мм. ,с=25 мм.
- даметр внутреннего кольца d=32 мм.,
- диаметр наружнего кольца D=72 мм.
- динаммическая грузоподъемность Сr=35,2 кН
- статическая грузоподъемность С0r=26,3 кН
- ширина шарикоподшипника В=17 мм.
Осевые размеры шарикоподшипников Т=18,5 мм. ,с=15 мм.