Проектирование привода к шнеку (125877)

Посмотреть архив целиком

Министерство науки и образования РК

Карагандинский государственный технический университет

Кафедра САПР




Пояснительная записка

к курсовой работе


по дисциплине «Основы конструирования и автоматизации проектирования»

Тема: «Проектирование привода к шнеку»





Руководитель

___________ ____________ __________

(оценка) (подпись) (дата)

Студент

___________ __________

(подпись) (дата)








Караганда 2009


Содержание


1 Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Определение общего КПД привода

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

1.4 Кинематический и силовой расчёт привода

2 Расчет зубчатых колес редуктора

3 Предварительный расчет валов редуктора

3.1 Быстроходный вал

3.2 Тихоходный вал

4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

5 Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

6 Расчет цепной передачи

7 Первый этап эскизной компоновки редуктора

8 Проверка прочности шпоночных соединений

8.1 Быстроходный вал

8.2 Тихоходный вал

9 Выбор муфты

10 Второй этап компоновки редуктора

11 Вычерчивание редуктора

12 Выбор основных посадок деталей

13 Выбор сорта масла

14 Описание сборки редуктора

15 Список используемой литературы


1. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёт привода


1.1 Определение общего КПД привода


Общий КПД привода равен произведению КПД отдельных передач и их элементов.


ηобщ. = ηц.п.·ηз.п.·(ηп.к.)3·ηм. =


1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя


Мощность на валу рабочего органа Рвых = 5 кВт

Требуемая мощность электродвигателя


Ртр = = кВт


По Ртр электродвигателя выбираем электродвигатель согласно условию:

Рдв ≥ Ртр

Рдв = 7,5 кВт


1.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням


Частота вращения рабочего органа


nвых = 120


Принимаем синхронную частоту вращения двигателя nс = 1000 , тогда асинхронная частота вращения вала электродвигателя


nдв = nс·(1-) =


Общее передаточное число привода равно произведению передаточных чисел отдельных передач


uобщ = uред ·uц.п. = =


Принимаем для цепной передачи uц.п= 3

Находим:


uред = =


Принимаем ближайшее стандартное значение uред.ст. = 2,5

Тогда фактическое значение передаточного числа цепной передачи будет равно


Uц.п.ф. = =


Все полученные данные заносим в таблицу:


Таблица 1

Рдв, кВт

7,5

Ртр, кВт

5,81

nc,

1000

s %

3,2

Типоразмер

132М6

nдв

968

nвых

120

uобщ

8,06

uред.ст.

2,5

uц.п.ф.

3,22


1.4 Кинематический и силовой расчёт привода


1.4.1 Вал электродвигателя


Ртр = 5,81 кВт

nдв = 968


Угловая скорость:


ωдв = =


Вращающий момент:


Тдв = = Нм



1.4.2 Вал I – быстроходный


n1 =nдв = 968

ω1 =ωдв = 101,32

Т1 = Тдв· ηм.· ηп.к. = Нм


1.4.3 Вал II – тихоходный


n2 = =

ω2 ==

Т2 = Т1· uред.ст.·ηп.к.·ηз.п. = Нм


1.4.4 Вал III – рабочего органа


n3 =

ω3 =

Т3 = Т2·uц.п.ф.ηц.п..·ηп.к. = Нм


2. Расчет зубчатых колес редуктора


Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200.

Допускаемые контактные напряжения


,

=2HB+70


где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

KHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL=1; коэффициент безопасности =1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:


;

для шестерни МПа;

для колеса МПа


Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение


МПа


Требуемое условие выполнено.

Коэффициент =1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию



Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле


a=112мм


Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:


mn= =


Принимаем mn =1,25мм.

Примем предварительный угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса



Принимаем z1=50, тогда z2=z1*u=

Уточненное значение угла наклона зубьев



Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:


Проверка: мм


диаметры вершин зубьев:



диаметры впадин зубьев:


- 2,5 mn = мм

-2,5 mn = мм


ширина колеса b2=ψbaaw=мм;

ширина шестерни b1=b2+5мм =мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:


ψbd=


Окружная скорость колес и степень точности передачи



При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки KH=KKK;

K=1,08; K=1,08; K=1,0

KH =1,08∙1,08∙1,0=1,166

Проверка контактных напряжений



Силы, действующие в зацеплении:


окружная

радиальная

осевая


Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:



Здесь коэффициент нагрузки KF=KK. При ψbd=0,78, твердости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K=1,17, K=1,3.KF=1,17∙1,3=1,52; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zν:


у шестерни

у колеса

YF1= 3,64 YF2=3,60


Допускаемое напряжение


;


Для шестерни МПа; для колеса МПа. [SF]=[SF]'[SF]"- коэффициент безопасности, где [SF]'=1,75, [SF]"=1. Следовательно, [SF]=1,75.

Допускаемое напряжение:


для шестерни

для колеса

Находим отношения

для шестерни

для колеса


Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты Yβ и K:



для средних значений коэффициента торцового перекрытия εα=1,5 и 8-й степени точности K=0,92

Проверяем прочность зуба колеса:


МПа <[σF2] =206МПа.


Условия прочности выполняются.


3. Предварительный расчет валов редуктора


Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.


3.1 Быстроходный вал


диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τк]=25 МПа



Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1.


dв1= (0,75…1,15) dдв =(0,75…1,15) *38 =(28,5…43,7)мм


У подобранного электродвигателя диаметр вала dдв =38мм.

Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под dдв =38мм, и dв1 =35мм. Примем под подшипниками


dп1 = dв1 +5=35+5=40мм ,

dпер =мм, df1 =60,88мм, d1=64мм, dа1=66,5 мм.










Рисунок 3.1– Конструкция ведущего вала


3.2 Тихоходный вал


Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем к]=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала



Принимаем ближайшее большее значение dв2 =35 мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем dп2 = dв2 +5=35+5=40мм, под зубчатым колесом

dк2 = dп2 +5=40+5=45мм, dпер = dк2 +5=50мм.









Рисунок 3.2 – Конструкция ведомого вала


4. Конструктивные размеры шестерни и колеса


Шестерню выполняем за одно целое с валом; d1 = 64мм; dа1 = 66,5мм; df1=60,88мм; b1 =50 мм;

Колесо кованое d2 =160 мм; da2 = 162,5мм; df2 = 156,88мм; b2 = 45мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6dк2 = 1,6*45=72мм; длина ступицы lcт = (1,2÷1,5) dк2 =(1,2÷1,5)·45=54÷67,5 мм, принимаем lcт =65мм.

Толщина обода δ0 =(2,5 ÷ 4)mn = (2,5 ÷ 4)·1,25=3,125÷5мм, принимаем δ0 = 8 мм.

Толщина диска С = 0,3 ∙ b2 = 0,3·45=13,5мм, принимаем С = 14 мм


5. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки: δ = 0,025aw+1 = 0,025·112+1=3,8 мм, принимаем δ = 8 мм; δ1 = 0,02аw + 1 = 0,02·112 + 1=3,24 мм, принимаем δ1 = 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1,5 δ = 1,5·8=12мм; b1 = 1,5 δ1 = 1,5·8=12мм;

нижнего пояса корпуса

p = 2,35 δ = 2,35·8=18,8мм; принимаем p = 19 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных d1=(0,03 ÷ 0,036)aw+12=(0,03 ÷ 0,036)·112 +12=15,36 ÷16,03мм; принимаем болты с резьбой М16;

крепящих крышку к корпусу у подшипников d2=(0,7÷0,75)d1=(0,7÷0,75)·16=11,2÷12 мм ; принимаем болты с резьбой М 12;

соединяющих крышку с корпусом d3=(0,5÷0,6)d1= (0,5÷0,6)·16=8÷9,6мм; принимаем болты с резьбой М10.


6. Расчет цепной передачи


Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке Т2 = 133,55·103Н∙мм.

Передаточное число было принято ранее uц =3,22

Число зубьев: ведущей звездочки z3=31-2uц =31-2·3,22=24,56;

ведомой звездочки z4= z3uц =25·3,22=80,5.

Принимаем z3=25 и z4 =81

Тогда фактическое


uц =


Отклонение


% = -0,621%, что допустимо.


Расчетный коэффициент нагрузки


Kэ=kдkаkнkрkсмkп=1·1·1·1,25·1·1=1,25,


где kд =1- динамический коэффициент при спокойной нагрузке; kа =1 учитывает влияние межосевого расстояния; kн =1- учитывает влияния угла наклона линии центров; kр учитывает способ регулирования натяжения цепи; kр=1,25 при периодическом регулировании натяжения цепи; kсм=1 при непрерывной смазке; kп учитывает продолжительность работы в сутки, kп=1

Для определения шага цепи надо знать допускаемое давление [p] в шарнирах цепи. Ведущая звездочка имеет частоту вращения

n2 =387,2об/мин. Среднее значение допускаемого давления при n ≈ 400об/мин [p] =19 МПа.

Шаг однородной цепи (m = 1)



Подбираем по ГОСТ 13568-75, t =19,05 мм; разрушающая нагрузка Q ≈ 31,8кН; масса q =1,9кг/м; Аоп =105,8 мм2.

Скорость цепи


м/с.


Окружная сила



Давление в шарнире проверяем по формуле



Уточняем допускаемое давление [p]=20 [1+0,01(z3-17)]= 20[1+0,01(25-17)]=21,6 МПа. Условие p < [p] выполнено.

Определяем число зубьев цепи:


где ;


Тогда


.


Округляем до четного числа 154.

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи



Определяем диаметры делительных окружностей звездочек


;

.


Определяем диаметры наружных окружностей звездочек



где d1=11,91 мм – диаметр ролика цепи;



Силы, действующие на цепь:

окружная Ftц= ;

от центробежных сил Fv=qv2=1,9·3,072 =18 H;

от провисания Ff =9,81kfqaц= 9,81·1,5·1,9·946,29·10-3 =26,46Н, где kf = 1,5 при угле наклона передачи .

Расчетная нагрузка на валы


Fв=Ftц + 2Ff = Н.


Проверяем коэффициент запаса прочности



Это больше, чем нормативный коэффициент запаса [s] ≈ 8,9; следовательно, условие s > [s] выполнено.

Размеры ведущей звездочки: ступица звездочки dст= 1,6·35=56мм; lcт = (1,2÷1,6) ·35=42÷56 мм; принимаем lcт = 50 мм;

толщина диска звездочки 0,93Ввн = 0,93·12,7=11,81мм, где Ввн – расстояние между пластинками внутреннего звена.


7. Первый этап эскизной компоновки редуктора


Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняется в одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1 : 1, чертить тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии аw = 112 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

  1. принимаем зазор между торцом ступицы колеса и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2δ =1,2*8=9,6 мм, принимаем А1=10мм;

  2. принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ = 8 мм;

  3. принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= δ =8 мм.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии;

габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки

подшипников dп1 =40 мм, dп2 =40 мм.


Таблица 7.1

Условное обозначение

подшипника

d

D

B

Грузоподъемность, кН

Размеры, мм

C

C0

208

40

80

18

32

17,8


Решаем вопрос о смазывании подшипников. Смазка подшипников осуществляется разбрызгиванием масла из ванны редуктора. Расстояние от внутренней стенки редуктора до подшипников принимаем равным y = 2 мм. Измерением находим расстояние на ведущем валу l1=53,5мм и на ведомом валу l2 = 53,5 мм.


Случайные файлы

Файл
19126-1.rtf
146913.rtf
12977-1.rtf
kursovik.doc
152902.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.