Министерство образования Российской Федерации Санкт-Петербургский государственный университет сервиса и экономики
КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА
«Основы конструирования и проектирования»
Санкт- Петербург 2009 Оглавление.
1. Задание. |
3 |
Исходные данные. |
3 |
Ресурс редуктора. |
3 |
2. Расчет силовых и кинематических характеристик привода. |
4 |
2.1 Определение мощности на приводном валу и выбор асинхронного электродвигателя, и кинематический расчет привода |
5 |
3. Расчет параметров зубчатых колес |
7 |
3.1 определение механических свойств материалов. |
7 |
4. Расчет параметров передачи |
8 |
5. Конструирование валов редуктора |
10 |
6. Расчет шпоночного паза |
11 |
7. Расчет зубчатой муфты |
12 |
8. Проверочный расчет быстроходного вала. |
13 |
Список литературы. |
16 |
1 Задание.
- Спроектировать вал редуктора по заданной схеме механизма (изображенного на рис. 1) и его ресурса. - произвести основные проектировочные и проверочные расчеты. - выполнить рабочий чертеж вала редуктора. Исходные данные.
В качестве исходных данных используется схеме механизма (Рис.1) привода машины, работающий при длительной, неизменной или слабо меняющейся наибольшей рабочей нагрузке, например привод: насоса и т.п. Для передачи вращательного движения от двигателей к исполнительным элементам машин используется цилиндрическая – прямозубая передача. Ресурс редуктора.
- Заданная долговечность привода t∑=30000 (час.) - Требуемая мощность тихоходного вала N2=5 (КВт.) - Требуемая чистота вращения ведомого вала n2=400 (об./мин.) - Материал вала сталь 40Х с термообработкой-улучшением, с твёрдостью поверхности НВ=230 2 Расчет силовых и кинематических характеристик привода Привод состоит из редуктора и электродвигателя, соединенных посредством зубчатой муфты. Соединение муфты свалом электродвигателя и быстроходным валом редуктора производится посредством призматических шпонок. Выходной (тихоходный) вал редуктора также имеет шпоночный паз для соединения с последующими ступенями машины и обеспечивающий передачу выходного крутящего момента Т2.
Рис. 1 Кинематическая схема редуктора 2.1 Определение мощности на приводном валу, выбор асинхронного электродвигателя и кинематический расчет привода.
Определение мощности на приводном валу. мощность на приводном валу N1 определяется по формуле
КВт где N2 - мощность на приводном (тихоходном) валу; ηобщ. – общий К.П.Д. привода равный произведению частных К.П.Д. кинематических пар. η =η1Чη2Ч η3Ч…ηi….ЧηnЧηxподш. где η - число зацеплений (η=1); X – число пар подшипников (X=2); Ориентировочные значения частных К.П.Д. ηi η =ηз.п.Чηxподш=0.98Ч0.995Ч0.99 2=0.956 Требуемая мощность двигателя.
КВт. Практически принимаем, что в рабочем диапазоне нагрузок (исключая период пуска) частота вращения ротора nдв.=const, тогда частота вращения двигателя связана с частотой вращения рабочего органа.
Выборасинхронного электродвигателя производим из таблице 3 [1] по номинальной мощности Nдв., при условии, что N1 < Nдв. Тип электродвигателя 4А132М8Y3 со следующими характеристиками: - номинальная мощностьэлектродвигателя Nдв=5.5 КВт - синхронная чистота вращения
=1000 об/мин. - диаметр вала ротора dдв.=38 мм. - кратность максимального момента ψmax=2.2 N1 =5.23< Nдв =5.5 Частота вращения ротора двигателя при номинальной нагрузке меньше синхронной частоты и определяется по формуле
об/мин. где S – коэффициент скольжения, изменяющийся в пределах 0.04 – 0.06 Принимаем равным 0.05 Кинематический расчет привода. Определение передаточного числа редуктора по отношению частот вращения входного и выходного валов
Полученное значение лежит в рекомендованных для одноступенчатых передач пределах (от 1.6 до 8). принимаем ближайшее стандартное значение u=2.5 и уточняем частоту вращения тихоходного вала редуктора.
об./мин. При этом угловые скорости вращения валов рассчитаем по формулам
рад./c
рад./c Вращающие моменты на быстроходном и тихоходном валах (с учетом К.П.Д.) соответственно
H м 55,28Ч103 Н мм Определение действительной мощности на тихоходном валу: N2=N1Чnобщ.=5,5Ч0,956=5,25 КВт
Н м 131,94Ч103 Н мм 3 Расчет параметров зубчатых колес В расчетах прочности в входят ограничения по контактным напряжениям, допустимые величины которых определяются на основание механических свойств материалов зубчатых колес. 3.1 определение механических свойств материалов. Марку материала шестерни, выбираем сталь 40Х с термообработкой-нормализацией, с твёрдостью поверхности НВ=230, а для колеса тоже сталь 40Х с термообработкой-улучшением НВ=243 Предварительно принимаем: для шестерни диаметр заготовки до 100 мм., а для колеса до 180 мм. (по таблицы 5 [1]) - для материала шестерни: предел текучести σт=490 МПа
- для материала колеса: предел текучести σт=540 МПа расчет допускаемого контактного напряжения для материала шестерни и колеса. по заданной долговечности t=30000 час. Определим число рабочих циклов - шестерни Nц1=60Чn1Чt=60Ч950Ч30000=1,7Ч109 - колеса Nц2=660Чn2Чt=60Ч380Ч30000=0,684Ч109 Принимаем: - коэффициент долговечности КHL=1 - коэффициент безопасности [n]=1,15 Определение допускаемого контактного напряжения для материалов зубчатой передачи.
МПа где
- предел контактной выносливости при базовом числе циклов (по таблицы 6 [1])
МПа - для шестерни:
МПа
МПа - для колеса
МПа
МПа 4 Расчет параметров передачи Основные размеры цилиндрических прямозубых передач внешнего зацепления определяются параметрами венца: - числом зубьев Z; - модулем m; - коэффициентом смещения x; Принимаем, коэффициент учитывающий динамичность нагрузки и неравномерность зацепления kH=1,2. Определение межосевого расстояния dw из условия контактной выносливости и выбранного значения коэффициента ширины колеса ψba=0.25
мм Выбираем ближайшее стандартное значение dw.=125 мм. Принимаем нормальный модуль по соотношению: m=(0.01 – 0.02) Ч dw=(0.01 – 0.02)Ч125=1.25 – 2.5 Выбираем стандартное значение m,=2 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса zw
Число зубьев шестерни Z1
Принимаем число зубьев шестерни Z1=36 Число зубьев колеса Z2
Окончательное суммарное число зубьев
Основные размеры шестерни и колеса по следующим соотношением: - делительные диаметры
мм.
мм. - диаметры вершин зубьев
мм
мм - ширина колеса прямозубой передачи при ψba=0.25
мм. Принимаем: b2=31 мм.
- ширина шестерни b1
мм. где 4 мм. задается превышение ширины шестерни над колесом. - диаметры окружности впадин
мм.
мм. - коэффициент ширины шестерни по диаметру
5 Конструирование валов редуктора. Основной силой действующей на вал редуктора с прямозубой цилиндрической передачей, является крутящий момент Т2. Прочность вала, имеющего ступенчатую конструкцию в соответствии с заданием, лимитируется его цилиндрическим концом, где поперечное сечение наименьшее. Наименьший диаметр вала dв1 (см. рис 2) рассчитывается по формуле.
мм. где [τ]K - допускаемое напряжение на кручение, определяемое механическими свойствами материала вала. В большинстве случаев вал быстроходной ступени выполнен за одно целое с шестерней, следовательно механические свойства материала σт=490 МПа и для вала колеса.
МПа - на ведущем вале:
мм. Поскольку диаметр вала электродвигателя dдв.=38 мм., то необходимо из условия их соединения муфтой согласовать диаметры обоих валов по условию, что dв1 =0,75Чdдв.=0,75Ч38=28,5 мм. принимаем ближайшее стандартное значение dв1 =28 мм. - на ведомом вале:
мм Принимаем: dв2 =24мм. Остальные диаметры выбираем с учетом стандарта СЕВ 514-77 - под уплотнения dу1 =30 мм; dу2 =26 мм. - под подшипники dn1 =36 мм; dn2 =36 мм. - под ступицу колеса dk1 =40 мм. - длина цилиндра под ступицу колеса:
мм. Принимаем: lcm2 =50 мм. - длина выходных концов вала:
мм.
мм. Принимаем: lВ1 =50 мм ; lВ2 =50 мм 6 Расчет шпоночного паза. Размеры призматических шпонок выбираем по диаметру вала по СТ СЭВ 189-75 - для ведущего вала и колеса b Ч h=8 Ч 7 где b – ширина шпонки; h – высота шпонки. Длину призматической шпонки выбираем из стандартного ряда в соответствие с расчетом на смятие по боковым сторонам шпонки.
где - LP – рабочая длина шпонки; Т – наибольший крутящий момент с учетом динамических нагрузок при пуске или внезапном торможении; t1 – заглубление шпонки в вал; [σсм] – допускаемое напряжение на смятие.
где [S] – допускаемый коэффициент запаса; [S]=2,3 (при нереверсивной маломеняющейся нагрузке) σТ = 400 МПа (для шпонок из чистотянутой стали 45Х) длина шпонки рассчитывается по формуле
- для ведущего вала Т1=55,28Ч103 НЧмм t1=4 мм
МПа
мм
мм Выбираем ближайшее стандартное значение L=16 мм - для ведомого вала Т2=131,94Ч103 НЧмм t1=4 мм
МПа
мм
мм Выбираем ближайшее стандартное значение L=30 мм 7 Расчет зубчатой муфты. Выбор муфты производится в зависимости от диаметра вала передаваемого крутящего момента по критерию.
где Тдл – наибольший длительно действующий момент; Ттабл – табличное значение передаваемого крутящего момента; k – коэффициент, учитывающий режим работы, принимаем k=1. Таким образом.
Н м Диаметр муфты рассчитываем по формуле
где Трасч в Н м; gм – отношение рабочей ширины зубчатого венца расчетному диаметру, gм= 0,2-0,25; kм – коэффициент, зависящий от твердости активных поверхностей зубьев муфты. При твердости поверхности зубьев 56…62 HRC kм≤12, а при твердости 40…50 HRC 4< kм≤6 принимаем kм=5.
мм. По ОСТ 92-8764-76 выбираем зубчатую муфту: Dм – диаметр муфты Dм=38 мм Тм – передаваемый крутящий момент Тм=1000 Н м mм – модуль муфты mм=2 b – ширина муфты bм=12 мм. 8 Проверочный расчет быстроходного вала. Поскольку подшипники прямозубой передачи, воспринимают только поперечные нагрузки, то заменим их шарнирными неподвижными опорами RA и RB. Положение опор принимаем в середине ширины подшипников. (см Рис 2)
Рис. 2 Передаваемый момент Т2=131,94Ч103 Н мм Усилие зацепления: Окружное
H Радиальное
Н Осевое
Н Неуравновешенная составляющая усилия, передаваемого муфтой:
Н Расстояние между опорами: l=76 Расстояние между муфтой и левым подшипником: f=61 Опорные реакции в вертикальной плоскости:
Изгибающие моменты в вертикальной плоскости:
Н мм
Н мм Опорные реакции в горизонтальной плоскости:
Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости:
Н мм
Н мм Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении (там, где посажено колесо)
Н мм Приделы выносливости стал; 40Х: - при изгибе :
Н/мм2 - при кручение:
Н/мм2 Нормальные напряжения для сечения под колесо:
Н/мм2 Где W – для сечения со шпоночной канавкой момент сопротивления:
мм Касательные напряжения от нулевого цикла для сечения под шестерней:
Н/мм2 Где WК – момент сопротивления при кручение:
мм3 Эффективные коэффициенты концентрации напряжений (шпоночная канавка) для стали 40Х с пределом прочности менее 700 Н/мм2 . Rσ =1,75 и Rτ =1.50 Масштабный фактор для вала: d=40: έσ =0,85 и έτ =0,73 Коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла средне углеродистой сталей: ψσ =0,20 и ψτ =0,10 Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжением:
Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:
Общий коэффициент запаса прочности:
|