Проектирование привода для подъема грузов

Содержание

Техническое задание

Введение

1.  Энергокинематический расчет

2.       Расчёт передач

.1 Расчёт косозубой передачи

.2 Расчёт клиноременной передачи

. Расчет входного вала

.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на шестерне

.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

.3 Выбор и расчет подшипников

.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

.5 Расчет шпонки входного вала

. Расчет выходного вала

.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на колесе

.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

.3 Выбор и расчет подшипников

.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

.5 Расчет шпонки выходного вала

. Расчет муфты

. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

Список использованной литературы

Техническое задание

Рисунок 1 - Схема привода

Рисунок 2 - Диаграмма нагрузки

Частота вращения шнека n, 90 об/мин

Крутящий момент на шнеке Т, 350 Н*м

Коэффициент использования суточный

Коэффициент использования годовой

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников или устройства для охлаждения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

·        типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);

·        числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.);

·        типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.);

·        относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

·        особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

1. Энергокинематический расчёт

Расчет мощности P₃, необходимой для привода машины:

 кВт

Мощность двигателя:

где  - требуемая мощность,

 - коэффициент полезного действия ременной передачи,

 - коэффициент полезного действия зубчатой передачи.

кВт

Осуществляем выбор электродвигателя. Берем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором с частотой вращения 1500 об/мин серии АИРС100L4 (конструкторское исполнение IM 1081) с параметрами:

=4,25 кВт

=1500 об/мин

Определение частоты вращения, передаваемой мощности и моментов на размерных ступенях привода.

Мощность на ведущем шкиве:

 кВт

Мощность на валу шестерни:

 кВт

Мощность на валу колеса:

 кВт

Частота вращения на ведущем шкиве:

 об/мин

Частота вращения на шестерне:

 об/мин

Частота вращения на валу зубчатого колеса:

 об/мин

Вычисляем общее передаточное отношение привода U₀:

По алгоритму разбивки общего передаточного отношения:

закрытая косозубая передача =5,0

ременная передача =3,18

Момент на ведущем шкиве:

 Нм

Момент на валу шестерни:

редуктор передача подшипник шпонка вал смазка

 Нм

Момент на валу зубчатого колеса:

 Нм

Результаты расчетов сведем в таблицу.

2. Расчет передач

.1 Расчет косозубой передачи

Исходные данные:

; - передаточное число

 об/мин; - частота вращения шестерни

 Нм - вращающий момент быстроходного вала

 об/мин; - частота вращения колеса

 Нм - вращающий момент тихоходного вала

Задаем материал и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Материал шестерни и колеса: сталь 40Х, назначаем термообработку шестерни - улучшение, твердость шестерни НRC=45, термообработка колеса - улучшение, твердость колеса НВ=210, предел прочности МПа и предел текучести МПа.

Определим допускаемые усталостные контактные напряжения:

,

где  - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности

При  мкм,

 - коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи

 - коэффициент запаса прочности.

 - для улучшенных зубьев колеса

 - коэффициент долговечности

;

 циклов_HG - базовое число циклов.

 - эквивалентное число циклов.

где  - суммарное время работы передачи

 ч

циклов

циклов

Определение коэффициента долговечности:

  - предел контактной выносливости

 МПа

 МПа

Допускаемые контактные напряжения:

 МПа

 МПа

 МПа

 - условие выполняется

Выбор расчетных коэффициентов:

Выбор коэффициента нагрузки:

Коэффициент ширины зубчатого колеса:

Проектный расчёт передачи.

Определение межосевого расстояния:

, [мм]

где  - числовой коэффициент

 - передаточное число

 - крутящий момент на валу шестерни  Нм

 мм

по ГОСТ  мм.

Выбор нормального модуля.

Выбираем .

Находим число зубьев в косозубых передачах:

В косозубой передаче следует задаться углом наклона зуба из интервала b=8...22⁰.

Выбираем

Уточним угол :

Определим делительные диаметры:

 мм

 мм

Проверка:

 мм

Диаметры выступов:

 мм

Диаметры впадин:

мм

Ширина зубчатого колеса:

 мм

Проверка ширины по достаточности осевого перекрытия:

 - условие выполняется

Торцовая степень перекрытия:

Окружная скорость:

 м/с

По окружной скорости выбираем степень точности - 8 степень (передачи общего машиностроения).

Проверочные расчеты.

Определяем коэффициенты нагрузки.

где ,  - коэффициенты внутренней динамической нагрузки,

,  - коэффициенты концентрации нагрузки,

,  - коэффициенты распределения нагрузки между зубьями.

; ;

; ;

Проверка по контактным напряжениям:

где  - коэффициент материала

 - коэффициент учета суммарной длины контактных линий

 - коэффициент формы сопряжённых поверхностей

Окружное усилие:

 H

 МПа

 МПа

 - недогрузка в пределах допустимого

Проверка по усталостным напряжениям изгиба:

,

где  - коэффициент шероховатости переходной кривой

 - масштабный фактор

;

 - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжения

 - коэффициент реверсивности нагрузки

 - коэффициент долговечности

где  - базовое число циклов, для стальных зубьев .

 - эквивалентное число циклов

 - коэффициент эквивалентности,

циклов

циклов

 - коэффициент запаса прочности

 - предел выносливости

 МПа

 МПа

 МПа

 МПа

Определяем рабочие напряжения изгиба:

где  - коэффициент формы зуба

 - коэффициент сдвига инструмента

 - эквивалентное число зубьев

 - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев в зацеплении

=

 - коэффициент угла наклона зуба

;

 = 0,7

Рабочее напряжение определяется для того, у которого меньше отношение .

Действительный запас усталостной изгибной прочности

Значение коэффициента запаса усталостной изгибной прочности показывает степень надёжности в отношении вероятности поломки зуба. Чем больше этот коэффициент, тем ниже вероятности усталостной поломки зуба.

Проверка на контактную статическую прочность:

где  - пиковая нагрузка на гистограмме нагружения

 МПа

 МПа

 МПа

 Мпа

Проверка изгибной статической прочности.

где  - допускаемое статическое напряжение изгиба,

 МПа

МПа

.2 Расчет клиноременной передачи

Данные: , об/мин,  Н*м,  Н*м,  кВт,  кВт.

Выбор профиля сечения ремня, его геометрии и минимального значения диаметра малого шкива (по крутящему моменту). Нам подходит ремень сечения А.

Определяем минимальное значение диаметра ведущего шкива для передачи крутящего момента  Н*м ремнем сечения А: d₁=90 мм Определим диаметр второго шкива:

 мм

Округляем диаметр до ближайшего стандартного значения: d₂=280 мм.

Уточняем передаточное число:

Вычисляем отклонение от ранее принятого значения:

Определение межосевого расстояния

Минимальное межосевое расстояние:

Оптимальное значение межосевого расстояния  мм.

Находим расчетную длину ремня

 мм

Принимаем стандартное значение длины ремня L=1400 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния

м

Угол обхвата на малом шкиве

Скорость ремня:

 м/с

Частота пробегов ремня в секунду:

Допускаемая мощность P_P, кВт, передаваемая одним ремнем с учетом условий эксплуатации:

где P₀ - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем в условиях типовой передачи, т.е. при спокойной нагрузке, базовой длине ремня  и угле , u_p=1, P₀=1,03 кВт;  - коэффициент угла обхвата, =0,93;  - коэффициент длины ремня, =0,96;  - коэффициент передаточного отношения, =1,14;  - коэффициент режима нагрузки, =1.

 кВт

Необходимое число ремней:

, при предполагаемом числе ремней равном 4.

.

Принимаем z=4.

Силы предварительного натяжения ремней передачи:

 Н.

Значения массы единицы длины ремня q=0,1 кг/м.

Сила, действующая на валы:

 Н.

Ширину шкивов для клиновых ремней выбираем в зависимости от сечения, В=65 мм.

Проверка прочности клинового ремня.

Максимальное напряжение в сечении ремня, набегающего на ведущий шкив:

Напряжение изгиба:

Модуль упругости материала ремня Е=80…100МПа.

 МПа

Напряжения в ведущей ветви ремня:

Окружная сила на шкиве:

 Н

Площадь поперечного сечения ремня А=81мм².

 МПа.

Напряжение от действия динамических сил:

Плотность материала ремня

 МПа

Допускаемое напряжение растяжения для клиновых ремней принимают

Максимальное напряжение:

Условие прочности выполняется.

3. Расчет входного вала

.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на шестерне

 Н

 Н

 Н

.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

В результате эскизной компановки имеем: l1=63мм; l2=57мм; l3=57мм.

Определение реакций в опорах

Вертикальная плоскость (XOZ)

 Н

 H

Строим эпюры изгибающих моментов

Первый участок:

При z₁=0:  Н*м

При z₁=l1:  Н*м

Третий участок:

При z₃=0:  Н*м

При z₃=l3:  Н*м

Горизонтальная плоскость (YOZ)

 H

H

Строим эпюры изгибающих моментов

Второй участок:

При z₂=0:  Н*м

При z₂=l2:  Н*м

Третий участок:

При z₃=0: Н*м

При z₃=l3: Н*м

Суммарные моменты:

 Н*м

 Н*м

 Н*м

Эквивалентные моменты:

 Н*м

 Н*м

 Н*м

Проверочные диаметры вала:

 мм - диаметр концевого участка вала выбираем из нормальных линейных размеров - dk=20мм

мм - диаметр вала под подшипник конструктивно выбираем под посадочное место подшипника качения - dn=25мм

мм

.3 Выбор и расчет подшипников

Определим суммарные радиальные реакции:

Н

Н

Предварительно намечаем роликовый конический однорядный подшипник 7205 по ГОСТ 333-79, динамическая грузоподъемность кН; статическая грузоподъемность  кН; d=25 мм; D=62 мм; е=0,36.

Определим отношение:

где - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце ;

где - коэффициент безопасности, ;

- коэффициент учитывающий температурный режим работы подшипника, ;

Требуемая динамическая грузоподъемность

 Н

Общая долговечность подшипника не задана, поэтому можно воспользоваться рекомендациями и задать ее самостоятельно: L_h=25000 ч.

 - подшипник подходит

3.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

Материал вала-шестерни сталь 40XН

 МПа,  МПа,  МПа,  МПа,  МПа; ,.

Уточненный расчет производится с целью нахождения истинного значения запаса усталостной прочности вала.

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

,

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

В сечениях быстроходного вала запасы прочности должны быть более 1,5;- фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности

,

Проверяем сечение под шпонкой на выходном конце вала  мм,  мм,  мм,  мм, так как шпонка является концентратором напряжений.

Коэффициент запаса прочности по изгибу

 - эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

- масштабный фактор

 - коэффициент шероховатости

Находим момент сопротивления изгибу и кручению.

 мм³

 МПа

=0

Запас прочности при кручении

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

 мм³

 МПа

 - вал спроектирован правильно

.5 Расчёт шпонки входного вала

При передаче крутящего момента шпонка испытывает напряжения кручения и смятия.

Шпонка 6636 ГОСТ 23360-78

 МПа - сталь

 МПа

 мм

 - условие выполняется

- условие выполняется

4. Расчет выходного вала

.1 Определение сил, действующих в косозубой передаче на колесе

 Н

 Н

 Н

.2 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

В результате эскизной компоновки имеем: l1=60мм; l2=60мм; l3=75мм

Определение реакций в опорах

Вертикальная плоскость (XOZ)

 Н

 H

Строим эпюры изгибающих моментов

Первый участок:

При z₁=0:

При z₁=l1:  Н*м

Второй участок:

При :  Н*м

При :  Н*м

Третий участок:

При :  Н*м

При :  Н*м

Горизонтальная плоскость (YOZ)

 H

H

Строим эпюры изгибающих моментов

Первый участок:

При z₁=0:

При z₁=l1:  Н*м

Второй участок:

При z₂=0:  Н*м

При z₂=:  Н*м

Третий участок:

При z₃=0:  Н*м

При z₃=:  Н*м

Суммарные моменты:

 Н*м

 Н*м

 Н*м

 Н*м

Эквивалентные моменты:

 Н*м

 Н*м

 Н*м

Проверочные диаметры вала:

 мм - диаметр концевого участка вала выбираем из нормальных линейных размеров - dм=40мм

мм - диаметр вала под подшипник конструктивно выбираем под посадочное место подшипника качения - dn=45мм

мм - диаметр вала под ступицу из конструктивных соображений принимаем равным мм

4.3 Выбор и расчет подшипников

Определим суммарные радиальные реакции:

Н

Н

Предварительно намечаем роликовый конический однорядный подшипник 7209 по ГОСТ 333-79, динамическая грузоподъемность кН; статическая грузоподъемность  кН; d=45 мм; D=85 мм; е=0,41.

Определим отношение:

где - коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце ;

где - коэффициент безопасности, ;

- коэффициент, учитывающий температурный режим работы подшипника, ;

Требуемая динамическая грузоподъемность

 Н

Общая долговечность подшипника не задана, поэтому можно воспользоваться рекомендациями и задать ее самостоятельно: L_h=25000 ч.

 - подшипник подходит

.4 Определение запаса прочности и выбор шпонок

Материал вала - сталь 40XН

 МПа,  МПа,  МПа,  МПа,  МПа; ,.

Уточненный расчет производится с целью нахождения истинного значения запаса усталостной прочности вала.

Работоспособность вала из условия усталостной прочности будет обеспечена, если

,

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

В одном из сечений тихоходного как наиболее нагруженного вала запас прочности должен укладываться в предел 1,5 …5.- фактический (расчетный) коэффициент запаса прочности

,

Проверяем сечение под шпонкой на выходном конце вала  мм,  мм,  мм,  мм, так как шпонка является концентратором напряжений.

Коэффициент запаса прочности по изгибу

 - эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

- масштабный фактор

 - коэффициент шероховатости

Находим момент сопротивления изгибу и кручению.

 мм³

 МПа

=0

Запас прочности при кручении

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

 мм³

 МПа

 - вал спроектирован правильно

Проверяем сечение вала под шпонкой зубчатого колеса:  мм,  мм,  мм,  мм, так как шпонка является концентратором напряжений.

Коэффициент запаса прочности по изгибу

 - эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

- масштабный фактор

 - коэффициент шероховатости

Находим момент сопротивления изгибу и кручению.

 мм³

 МПа

=0

Запас прочности при кручении

- эффективных коэффициентов концентрации (шпоночный паз)

 мм³

 МПа

 - вал спроектирован правильно

.5 Расчёт шпонок выходного вала

При передаче крутящего момента шпонка испытывает напряжения кручения и смятия.

Шпонка на концевом участке (12872 ГОСТ 23360-78)

 МПа - сталь

 МПа

 мм

 - условие выполняется

- условие выполняется

Шпонка на участке под ступицу (14956 ГОСТ 23360-78)

 МПа - сталь

 МПа

 мм

 - условие выполняется

- условие выполняется

5. Расчет муфты

Мощность, передаваемая муфтой: 4,4 кВт

Частота вращения 1500 об/мин

Диаметр вала редуктора d=20 мм

Диаметр шкива ременной передачи: D=280 мм

Наружный диаметр поверхности трения диска:=(3…5)d=5*20=100 мм

Внутренний диаметр поверхности трения диска:

=(0,5…0,8)D=0,5*100=50 мм

Средний диаметр поверхности трения:

мм

Расчет фрикционной дисковой муфты:

Поскольку муфта работает в условиях сухого трения (без подачи масла) выбираем материал пары дисков: сталь - прессованный асбест=0,3

[P]=0,2 Мпа

Потребное число пар поверхностей трения определяется по выражению:

Принимаем Z = 2, тогда число ведущих дисков Zı = Z/2 = 1;

число ведомых дисков

Z2= Zı + 1=2.

Проверяем действительную удельную нагрузку

Мпа  Условие выполняется

Проведем расчет пружин:

Сила сжатия одной пружины при числе пружин n=6

H

Выбираем для пружин стальную углеродистую проволоку 2 класса по ГОСТ 9389-75. Класс прочности 2.

Мпа

Из условия прочности:

Находим потребный диаметр проволоки:

мм

Средний диаметр пружины:

мм

Из расчета пружин на жесткость определяем осадку одного витка пружины под действием силы F

 мм

=8*10⁴ модуль сдвига для стали

Определяем шаг витков пружины

 мм

_p зазор между витками при осадке пружины расчетной силой F

мм

=5 - рабочее число витков

+(1,5…2)=5+2=7 - полное число витков

Высота пружины при полном сжатии витков

мм

Высота пружины в свободном состоянии:

мм.

Для выявления необходимости расчета пружины на устойчивость, вычислим отношения:

Так как отношение не превышает допустимых норм, проверка на устойчивость не требуется.

6. Выбор смазывающих материалов и системы смазывания

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации. Способ смазки - картерная система (окунанием зубьев зубчатых колес в масло, залитое в корпус).

Выбор масла:

Контактные напряжения зацепления:  Н/мм² < 600 Н/мм² .

м/с для зубчатых передач при 40° С

Рекомендуемая кинематическая вязкость

Для данной вязкости выбираем минеральное индустриальное масло без присадок И-Г-А-32

Выбираем смазку для подшипниковых узлов:

Для смазывания подшипниковых узлов принимаем смазку ЛИТОЛ-24

ГОСТ 21150-75.

Контроль масла:

Для наблюдения за уровнем масла в корпусе устанавливают различные маслоуказатели. Выберем пробку с конической резьбой.

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются, потому оно периодически должно меняться. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с конической резьбой.

Список использованной литературы

1.            Дунаев П.Ф., Лёликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа. 1985 г.-416 с.

2.       Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Казинцев Б.С. и др. Проектирование механических передач. - М.: Машиностроение. 1984 г.-560 с.

.        Решетов Д.Н. Детали машин. - М.: Машиностроение. 1974 г.-496 с.

.        Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.: Высшая школа. 1975 г.-551 с.

.        Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.Н., Кузьмин Н.С. и др. Курсовое проектирования по деталям машин. - М.: Машиностроение. 1984 г.-400 с.

.        Методические указания по выбору подшипников качения. Н.С. Голубков. ИМИ. 1988 г.

.        Методические указания по расчёту валов. Ю.С. Верпаховский. ИМИ. 1988 г.

.        Методические указания по эскизной компоновке редуктора. А.А. Сычев. ИМИ. 1987 г.