49755

Электромеханический привод

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Определяем по формуле где КПД быстроходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ; КПД тихоходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ; КПД конической передачи; принимаем ; КПД одной пары подшипников; принимаем ; k – число пар подшипников в механизме; k=3 Определяем выходную мощность привода Тогда потребная мощность двигателя Выбираем двигатель ДПМ25Н1 Н205 Общий вид электродвигателя его габаритные и присоединительные размеры представлены на рис. Определяем передаточное отношение цилиндрического редуктора ....

Русский

2014-01-08

817.65 KB

12 чел.

38

Казанский Национальный Исследовательский Технический Университет им. А.Н. Туполева

Кафедра Основы Конструирования

 

Расчетно-пояснительная записка к курсовому проекту

по дисциплине Основы конструирования

Тема проекта:Электромеханический привод

Проект принят с оценкой               выполнил:

__________________________          студент группы 3333

Комиссия:                Сулейманов С.М.

__________________________                 Консультант

__________________________         доцент Карбовский В.А.

__________________________

Казань-2013

Оглавление

1 Общий расчет привода 2

1.1 Выбор приводного двигателя 2

1.2 Кинематический расчет 4

1.3 Силовой расчет 5

2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи 7

2.1 Выбор материалов 7

2.2 Расчет допускаемых напряжений 8

2.3 Расчет геометрических размеров 9

3 Расчет червячной передачи 13

3.1 Выбор материалов 13

3.2 Расчет допускаемых напряжений 15

3.3 Расчет геометрических размеров 16

4 Проектирование валов 21

4.1 Эскизная компоновка 21

4.2 Выбор материалов 24

4.3 Расчет нагрузок, действующих на выходной вал 25

4.3.1 Расчет сил, действующих в зацеплении червячной передачи 25

4.3.2 Расчет нагрузок, действующих на выходной вал 27

4.4 Конструирование валов 30

4.5 Расчет на статическую прочность 32

4.6 Расчет выходного вала на усталостную прочность 33

5. Выбор и расчет подшипников выходного вала 38

6. Расчет допусков размеров и допусков формы участков выходного вала 41

7. Выбор и расчет предохранительной муфты 45

Список использованной литературы 47

Спецификация 48


  1.  Общий расчет привода
  2.  Выбор приводного двигателя

Структурная схема привода приведена на рис.1

Рис.  1

Привод состоит из электродвигателя (ЭД), цилиндрического редуктора закрытого типа, состоящего из быстроходной передачи (,) тихоходной ступени (,) и червячной передачи (,).

Выбор двигателя выполняем по условию

,

где

-мощность двигателя;

-потребная мощность двигателя.

Потребную мощность двигателя находим по формуле

,

где

- мощность на выходном валу привода;

- общий КПД привода.

Определяем по формуле

,

где

- КПД быстроходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ;

- КПД тихоходной ступени цилиндрического редуктора; принимаем ;

- КПД конической передачи; принимаем ;

- КПД одной пары подшипников; принимаем ;

k  число пар подшипников в механизме; k=3 .

.

Выходную мощность привода находим по формуле

,

где  - угловая скорость вращения вала привода.

Частота вращения выходного вала привода

.

Тогда

.

Определяем выходную мощность привода

Тогда потребная мощность двигателя

Выбираем двигатель ДПМ-25-Н1, Н2-05

Общий вид электродвигателя его габаритные и присоединительные размеры представлены на рис.2.


Рис.  2

Основные технические и габаритные характеристики двигателя приведены в табл.1

Таблица 1

Мощность двигателя

1,28 Вт

Скорость вращения выходного вала двигателя

2500 об/мин

Вращающий момент двигателя

4,9 Нмм

d30

25 мм

l30

55,5мм

d1

M2x0,25

l1

  1.  мм

  1.  Кинематический расчет

Общее передаточное отношение привода

Передаточное соотношение механизма разбиваем по ступеням в соответствии с соотношением

,

где

- передаточное отношение быстроходной ступени;

- передаточное отношение тихоходной ступени;

- передаточное отношение червячной передачи; принимаем .

Определяем передаточное отношение цилиндрического редуктора

.

Передаточные отношение ступеней цилиндрического редуктора , определяем из номограммы определения передаточных отношений цилиндрического редуктора, обеспечивающей минимальный приведенный момент инерции привода. Принимаем ; .

Определяем частоты вращения валов.

Частота вращения первого вала

Частота вращения второго вала

Частота вращения третьего вала

Частота вращения четвертого вала

Проверяем отклонение частоты вращения выходного вала привода от заданного значения

.

  1.  Силовой расчет

Вращающий момент на первом валу ,.

Вращающий момент на втором валу

,.

Вращающий момент на третьем валу

,.

Вращающий момент на четвертом валу

,.

Результаты расчетов приведены в табл.2

Таблица 2

Номер вала

Частота вращения n, об/мин

Вращающий момент, T, Нмм

1

2500

4,9

2

965,25

12,18

3

241,31

46,78

4

6,032

1018


  1.  Расчет цилиндрической зубчатой передачи
  2.  Выбор материалов

Выбор материалов для изготовления зубчатых колес обусловлен особенностями их работы. Повышение долговечности зубчатых передач, особенно при значительных силовых нагрузках, может быть достигнуто, если шестерни(зубья малого колеса), нагружаемые чаще, выполнить с более высокой твердостью рабочих поверхностей по сравнению с колесом. С этой целью для изготовления шестерни выбирают более качественный материал или предусматривают упрочнение зубьев.

Твердость материала HВ<350 позволяет проводить чистовую нарезку зубьев после термообработки. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных операций. Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках. При HB<350 зубчатые колеса улучшенные.

В том случае, когда нужно иметь особо высокую твердость рабочих поверхностей зубьев при достаточно вязкой сердцевине, целесообразно прибегать к поверхностным термическим и химико-термическими упрочнениями, заключающимся в нагреве материала до определенной температуры с последующим быстрым или медленным охлаждением.

Важнейшим условием правильной термообработки сталей является подбор необходимого температурного режима в зависимости от марки стали.

Термическаая обработка стали разделяется на закаливание, отпуск и отжиг.

Закаливание стали применяется для повышения ее твердости. Мягкие малоуглеродистые стали (Ст. 25) и железо (Ст.10; Ст.20) не калятся; углеродистые (Сталь 45; Сталь 50) и инструментальные(У8; У9; У10; У10А и другие) увеличивают свою твердость при закалке в три-четыре раза.

Процесс закаливания состоит в нагревании стали до температуры калки(для каждой марки своя) и в быстром охлаждении в масле или воде.

В закаленном состоянии сталь обладает большой твердостью, но вместе с тем и хрупкостью. Чтобы придать ей вязкость, производится отпуск стали после закалки. Для этого ее нагревают до температуры 220-300 С и медленно охлаждают в воздухе. Твердость стали при этом несколько уменьшается, структура ее изменяется, и она становится более вязкой. Меняя температуру отпуска, можно получить разные механические свойства. При нагреве стали на воздухе ее поверхность окрашивается в различные цвета, называемые цветами побежалости. Каждый цвет побежалости соответствует вполне определенной температуре и может служить указателем для определения степени нагрева при отпуске стали.

Отжиг стали служит для выполнения задачи обратной закалки в случаях, когда закаленную деталь требуется обработать режущим инструментов, согнуть или разрезать. Отжиг стали заключается в нагревании ее до температуры 800-900С с последующим медленным охлаждением. После отжига сталь легко поддается обработке.

Для изготовления зубчатых колес цилиндрической передачи выбираем Сталь 40, а для колес Сталь 50. Термообработка Стали 40 - отжиг 850С, Стали 50 нормализация. Основные механические характеристики приведены в табл. 3.

Таблица 3

Марка стали

Предел прочности ,

Предел текучести ,

Твердость HB

Сталь 40

540

270

155

Сталь 50

600

300

180

  1.  Расчет допускаемых напряжений

Допускаемое изгибное напряжение для материала зубчатых колес определяем по формуле

,

где

 - базовый предел прочности.

- коэффициент безопасности; принимаем ;

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки; принимаем ;

- коэффициент долговечности. Определяем по формуле

,

где

-базовое  число циклов, при котором наступает предел выносливости; принимаем ;

Ресурс работы привода t=336516=17520, часов.

- эквивалентное число циклов нагружения для переменной нагрузки

Отсюда

Принимаем .

Тогда

  1.  Расчет геометрических размеров

Определяем количество зубьев колеса быстроходной ступени по формуле

,

где

 - передаточное число быстроходной ступени;

 - количество зубьев шестерни; принимаем .

Тогда

.

Определяем количество зубьев колеса тихоходной ступени по формуле

,

где

 - передаточное число тихоходной ступени;

 - количество зубьев шестерни; принимаем .

Тогда

.

При отсутствии смазки основной вид разрушений зуба - излом, поэтому модуль зацепления тихоходной зубчатой ступени определяем по формуле расчета на изгиб

,

где

- коэффициент нагрузки для расчета по изгибным напряжениям, определяем по формуле

,

где

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта. Для определения находим по формуле

,

где - коэффициент ширины колеса; принимаем .

Тогда

.

Тогда .

Т.к. тихоходная передача работает на окружной скорости до 10 м/c и разрабатывается для использования в системах управления и регулирования, то принимаем 7 степень точности.

- коэффициент динамической нагрузки; принимаем , т.к. 7 степень точности и скорость до 3 м/c.

Тогда

.

- коэффициент, учитывающий  форму зуба; ;

- коэффициент ширины зубчатого венца, принимаем

Тогда модуль тихоходной зубчатой передачи

мм

Принимаем в соответствии с ГОСТ 2144-76 m=0,3, мм.

Для быстроходной степени принимаем m=0,3, мм, т.к. при близких значениях количества зубьев и коэффициента, учитывающий форму зуба момент на быстроходной ступени крутящий момент меньше, значит модуль будет меньше, чем у тихоходной ступени.

Определяем ширину зубчатых колес ,

Определяем ширину зубчатых шестерен ,

Определяем диаметр делительной окружности шестерни

Определяем диаметр делительной окружности колеса

Определяем диаметр делительной окружности шестерни

Определяем диаметр делительной окружности колеса

Определяем диаметр вершин шестерни

мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем диаметр вершин шестерни

,мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем диаметр впадин шестерни

,мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем диаметр впадин шестерни

,мм.

Определяем диаметр вершин колеса

,мм.

Определяем межосевые расстояния

.


  1.  Расчет червячной передачи
  2.  Выбор материалов

Для изготовления червяков применяются различные марки углеродистых и легированных сталей. Если рабочие поверхности витков червяка термически обработаны до высокой твердости(HRC45), последним должны быть подвергнуты последующему шлифованию и полированию. Такие червяки целесообразно выполнять эвольвентными, Архимедовы и конволютные червяки, рабочие поверхности которых обычно не шлифуются, изготавливают из относительно мягких (HB350) сталей, подвергнутых термическому улучшению. Такие червяки рекомендуется для сравнительно небольших мощностей N1кВт. Материалы, применяемые для червячных колес, в зависимости от антизадирных и антифрикционных свойств могут быть условно сведены в три группы.

Высокооловянистые бронзы и сурьмяноникелевые бронзы, сведены в 1-ю группу, рекомендуется применять при сравнительно больших скоростях скольжения(Vs>5 м/c). Безоловянистые бронзы и латуни(группа II) применяются при скоростях скольжения Vs=3..5 м/c. В тихоходных передачах со скоростью скольжения Vs<2..3 м/c возможно применение сервых чугунов(группа III).

Также могут быть широко использованы пластмассы не только как заменители металлов, но и как основные конструкционные материалы для  изготовления ответственных узлов и деталей машин, летательных аппаратов, автомобилей и т.д.

Пластмассы особенно необходимы в конструкциях машин работающих в условиях повышенной коррозии, влажности, загрязненности атмосферы парами кислот, пылью и другими вредными веществами.

Здесь пластмассы оказываются более стойкими и экономичными материалами по сравнению с традиционно применявшимся.

В зависимости от поведения пластмасс при переработке в изделия их разделяют на термореактивные и термопластичные.

К термореактивным слоистым пластмассам относится текстолит. Его получают прессованием слоев хлопчатобумажной ткани(наполнитель), пропитанной фенольными или другими смолами. Выпускается в виде листов, плит, прутков, труб и т.д. Обладает повышенной прочностью и износостойкости, а также электроизоляционными свойствами. Марки ПТК(плиточный текстолит конструкционный) и ПТ(плиточный текстолит) применяются для изготовления деталей марки А,Б,Г.ВЧ-для электротехнических целей.

В ряде случаев для машиностроения требуются конструкционные материалы с такими свойствами, которых не имеют металлы, например, материалы, способные работать с минимальным износом в абразивной среде, при недостаточной смазке или вообще без смазки. Одним из таких эффективных конструкционных материалов наряду с пластмассами является прессованная древесина.

Пластмассы обладают такими комбинациями физико-механических свойств, которые часто наиболее полно отвечают эксплуатационными условиями узлов и деталей машин. К числу таких свойств относятся:

  1.  Малая плотность при достаточной прочности. Изделия из пластмасс в 5-8 раз легче стальных, если пластмассы по своей прочности позволяют при замене стали обеспечить те же габариты деталей
  2.  Удельная прочность , где - предел прочности при растяжении, - плотность. Этот показатель у некоторых видов пластмасс в 2,5-3 раза выше, чем у углеродистых сталей(например у стеклотекстолита и ДСП-Г)
  3.  Способность поглощать шумы особенно ценное свойство пластмасс как конструктивных материалов
  4.  Высокие антифрикционные и фрикционные свойства различных пластмасс, что позволяет им успешно заменять цветные металлы
  5.  Другие ценные свойства: диэлектрические, демпфирующие, химическая стойкость, технологичность, связанная с ней экономичность

Для изготовления червяка применяем материал Сталь 50, для червячного колеса Бр Оц 5-5-5. Основные механические характеристики приведены в табл. 3.

Таблица 4

Материал

Предел прочности в Н/мм2

Предел текучести , Н/мм2

Модуль упругости МПа

Сталь 50

600

310

---

Бр Оц 5-5-5

220

90

  1.  Расчет допускаемых напряжений

При расчете червячной передачи допускаемые напряжения (как контактные, так и изгибные) определяем для червячного колеса, являющегося менее прочным элементом пары.

Допускаемое изгибное напряжение для материала зубчатого колеса определяем по формуле

,

где

 - предел изгибной выносливости червячного колеса; Вычисляем по формуле

 -коэффициент безопасности; принимаем ;

 - число циклов, полученное зубом червячного колеса за весь срок службы.

Определяем эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса по формуле

 Тогда

Допускаемое контактное напряжение для материала зубчатого колеса определяем по формуле

,

где

 - исходное допускаемое контактное напряжение; Вычисляем по формуле

 -коэффициент, учитывающий интенсивность износа материала I группы; коэффициент зависит от скорости скольжения

Тогда принимаем .

 - число циклов, полученное зубом червячного колеса за весь срок службы.

Определяем эквивалентное число циклов по формуле

Допускаемое напряжение изгиба

  1.  Расчет геометрических размеров

Определяем основные геометрические параметры червяка и червячного колеса.

Число заходов червяка выбираем .

Определяем число зубьев червячного колеса по формуле

,

где

 - передаточное число червячной передачи; .

Тогда

.

Определяем параметр q

.

Межосевое расстояние червячной передачи определяем по формуле

,

где

 K  коэффициент нагрузки;

,

где

 - коэффициент динамической нагрузки, который для предварительных расчетов принимаем 1, т.к. 6 степень точности;

 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта

,

где    - начальный коэффициент неравномерности распределения нагрузки, принимаем .

Тогда

;

;

Определяем осевой модуль передачи

Принимаем в соответствии с ГОСТ 19036-73 m=1 мм.

Уточняем межосевое расстояние

Уточняем коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта по формуле

где  - коэффициент деформации червяка, принимаем =108;

- отношение среднего по времени момента к максимальному.

Определяем

Тогда

Для уточнения коэффициента динамической нагрузки определяем окружную скорость червячного колеса

При принимаем .

  Тогда

Уточняем скорость скольжения в зацеплении по формуле

,

где - окружная скорость на червяке

 - угол подъема витка червяка по делительному цилиндру

Тогда

Проверим на контактную прочность, в связи с уточненными данными

Проверку прочности зубьев червячного колеса на изгиб выполняем по формуле

,

где  - действующее напряжение изгиба в материале червячного колеса;

- коэффициент формы зуба червячного колеса, определяется по эквивалентному числу зубьев.

Тогда .

Действующее напряжение изгиба

Определяем основные геометрические размеры червячной передачи.

Определяем диаметр делительной окружности червяка

Определяем диаметр окружности впадин витков червяка

Определяем диаметр окружности вершин витков червяка

Определяем длину нарезанной части червяка

Определяем диаметр делительной окружности червячного колеса

Определяем диаметр окружности вершин зубьев червячного колеса

Определяем диаметр окружности впадин зубьев червячного колеса

Определяем ширину венца червячного колеса

 

Определяем наибольший диаметр червячного колеса


  1.  Проектирование валов
  2.  Эскизная компоновка

Эскизную компоновку (ЭК) выполняется в масштабе 2.5:1.

ЭК выполняем в следующей последовательности:

  1.  Проводим оси валов привода. На расстояниях ,мм и ,мм.
  2.  Определяем диаметры валов по формуле

,

где   - момент на i-том валу привода:

  -допускаемые касательные напряжения, =15..25 Мпа; принимаем =20 МПа.

Тогда диаметр быстроходного вала цилиндрического зубчатого редуктора

Диаметр промежуточного вала цилиндрического зубчатого редуктора

Диаметр тихоходного вала цилиндрического зубчатого редуктора

Диаметр выходного вала привода

Для установки валов выбираем подшипники ШПРО легкой серии. Основные характеристики подшипников приведены в табл. 5.

Таблица 5

d, мм

D,мм

B, мм

3

10

4

7

22

7

В соответствии с этим принимаем ;; .

  1.  На чертеже проводим линии, изображающие валы.
  2.  На чертеж наносим изображения зубчатых колес, червяка и червячного  в соответствии с размерами приведенными на рис. 3 и рис. 4. Основные размеры зубчатых колес и червяка приведены в табл. 6.

Таблица 6

№ колеса

, мм

, мм

, мм

, мм

,мм

1

9

2

7

4

10

2

23,4

3

7

2,4

10

3

8,4

3

7

4

10

4

33,6

3

7

2,4

10

5

30,96

3

7

13,4

18

6

77,40

7

15

9

16

Рис.  3.

Рис.  4.

  1.  Наносим изображения подшипников в соответствии с таблицей 6 и рис.5

.  

Рис.  5

Зазоры между зубчатыми колесами и подшипниками 3 мм.

  1.  Определяем длины участков между центрами подшипников и зубчатых колес выходного вала (рис. 6).

Рис.  6.

; ;  

  1.  Выбор материалов

Для валов часто применяют стали марок 20..30. Неответственные, малонагруженные валы можно изготавливать из сталей марок Ст3, Ст4 и Ст5. Углеродистые стали подвергают нормализации. Конструкционные легированные стали 40Х,45ХН,40Г,50Г,30ХГТ,35ХГС и другие применяют при необходимости ограничить массу и габаритные размеры вала, повысить стойкость шлицевых соединений, а также в случае предъявления особых требований к качеству поверхностных слоев вала или зубьев, нарезанных на валу.

При работе в средах с повышенными температурами для валов используют нержавеющие стали 1Х13, 3Х13 (t<600С), сложнолегированные стаи аустенитного класса 1Х18Н3Т, Х23Н18(t<800C) и сплавы на никелевой основе Х15Н60,Х20Н80(t<950) и др. Кроме способности работать при высоких температурах жаропрочные стали и сплавы обладают высокой износостойкостью в абразивных средах.

В точной механике валы изготавливают и из алюминиевых сплавов, для уменьшения массы, а также если вал должен быть изолятором, широко используют синтетические материалы: аминопласт МФ, фенопласт К18-2, текстолит, винипласт, органическое стекло, полиэтилен, фторопласт, полистирол и другие термопласты.

Для изготовления валов применяем легированную сталь марки 40ХН. Механические свойства стали 40ХН до диаметра заготовки 120 мм приведены в таблице 5.

Таблица 7

Материал

,МПа

,МПа

,МПа

,МПа

Сталь40ХН

980

785

421,4

252,84

0,15

0,05

  1.  Расчет нагрузок, действующих на выходной вал
    1.  Расчет сил, действующих в зацеплении червячной передачи

Схема сил, действующих в зацеплении зубчатой передачи, представлена на рис. 8.

Определяем силы, действующие в зацеплении червячной передачи.

Окружная сила, действующая на червяк и осевая сила, действующая на червячное колесо в зацеплении червячной передачи

Окружная сила, действующая на червячное колесо и осевая сила, действующая на червяк в зацеплении червячной передачи

рис. 8.

Радиальные силы, действующие в зацеплении червячной передачи

где

- угол зацепления, .

Сосредоточенный момент от действия силы

  1.  Расчет нагрузок, действующих на выходной вал

Расчетная схема представлена на рис. 9. Определяем сосредоточенный момент от осевой силы.

Определяем реакции, действующие в вертикальной плоскости и . Составляем уравнения равновесия моментов относительно точки B.

;

.

Отсюда

Составляем уравнение равновесия моментов относительно точки А

;

.

Отсюда

Выполняем проверку правильности определения реакций. Уравнение равновесия сил в вертикальной плоскости

;

Определяем реакции, действующие в горизонтальной плоскости и . Составляем уравнения равновесия моментов относительно точки B.

;

.

Отсюда

Составляем уравнение равновесия моментов относительно точки А

;

.

Отсюда

Выполняем проверку правильности определения реакций. Уравнение равновесия сил в вертикальной плоскости

;

.

Выполняем построение эпюр изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях(рис. 10).

Участок 1.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При =0

.

При

Участок 2.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При

При

Выполняем построение эпюр изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Участок 1.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При =0

.

При

Участок 2.

Составляем уравнение изгибающего момента

.

При

При

Определяем суммарные изгибающие моменты.

В т. С

В т. А

.

Крутящий момент вдоль оси вала

  1.  Конструирование валов

Для редукторов общего назначения рекомендуется выполнять простые по конструкции гладкие валы одинакового номинального диаметра по всей длине, для обеспечения требуемых посадок деталей соответствующие участки вала должны иметь предусмотренные отклонения. Но если места посадок отдалены от конца вала, то установка деталей затрудняется. Поэтому для удобства сборки и разработки узла вала, замены подшипников и других насаживаемых деталей валы выполняют ступенчатыми.

Конструктивная схема выходного вала приведена на рис.8

Рис. 10.

Участок предназначен для установки червячного колеса, и - для установки подшипников, Концевой участок вала предназначен для присоединения исполнительного механизма. Длины участков , ,,

Опасным сечением является место установки червячного колеса.

Диаметр вала в опасном сечении определяем по формуле

,

где

- предел выносливости,

-  приведенный момент, учитывающий совместное действие изгиба и кручения.

находим по формуле

,

где

 - коэффициент приведения, учитывающий изменение нормального напряжения изгиба по симметричному циклу, а касательного напряжения кручения по пульсирующему или симметричному циклу. Принимаем .

Находим

Предел выносливости по симметричному циклу

Тогда диаметр вала в опасном сечении

С учетом ослабления вала коническим углублением под установочный винт червячного колеса принимаем

Окончательно

Чтобы образовать заплечик, для фиксации подшипника в осевом направлении принимаем

мм.

Для концевого участка выходного вала по этой же причине для полумуфты принимаем

Конструкция быстроходного вала представлена на рис.11.

Рис.  11

С целью возможности установки стопорного кольца диаметр участка вала под подшипники увеличен до диаметра вала под цилиндрическое колесо. Принимаем диаметр вала , длина вала

Конструкция тихоходного вала представлена на рис. 12.

Рис. 12

Принимаем для участков, предназначенных для установки подшипников и цилиндрического колеса , для участка предназначенного для установки червяка .

Длины участков ,.

  1.  Расчет на статическую прочность

Выполняем расчет для сечения под подшипником. Статический запас прочности определяем по формуле

где

- эквивалентное значение напряжения, которое находим по формуле

где

 - напряжения изгиба и кручения от действий и .

Определяем по формуле

 ,

где - полярный момент сопротивления изгибу, определяем по формуле

 Тогда

Определяем  

,

где - полярный момент сопротивлению кручения, определяем по формуле

  Тогда

 Находим статический запас прочности

  1.  Расчет выходного вала на усталостную прочность

Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под червячным колесом, где концентратором напряжений является шпоночный паз.

Коэффициент запаса усталостной прочности определяем по формуле

где

 - коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям изгиба;

 - коэффициент запаса усталостной прочности по напряжениям кручения.

Коэффициент запаса определяем по формуле

,

где    - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений по нормальным напряжениям;

- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе; принимаем =2,26;

 - масштабный фактор ; принимаем ;

- фактор качества поверхности; принимаем ;

- коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла; принимаем ;

,-амплитуда и среднее значение цикла изменения нормальных напряжений изгиба.. Т.к. напряжения изгиба меняются по симметричному циклу и для него

, ,

где

- осевой момент сопротивления изгибу. Осевой момент сопротивления изгибу находим по формуле

,

где

b  ширина шпоночного паза, принимаем b=2 мм;

- глубина шпоночного паза, принимаем =1 мм.

Тогда

Определяем

Определяем коэффициент запаса

Коэффициент запаса

,

где

  - предел выносливости материала вала при симметричном цикле изменения напряжений по касательным напряжениям;

 - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении, принимаем =2,22;

 - коэффициент, характеризующий чувствительность материала вала к асимметрии цикла, принимаем =0,05;

Напряжения от кручения меняются по пульсирующему циклу и для него

,

где

- момент сопротивления кручению.

Определяем

Тогда

Определяем коэффициента запаса

Определяем коэффициент запаса усталостной прочности

Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под подшипником, где концентратором напряжений является посадка с натягом. В данном сечении определяем только коэффициент запаса .

Определяем

Тогда

Для данного сечения принимаем

.

Определяем коэффициент запаса

Выполняем оценку усталостной прочности в сечении под муфтой, где концентратором напряжений является шпоночный паз.

В данном сечении определяется только коэффициент запаса .

Определяем

Тогда

Для данного сечения принимаем

 ; ;

Определяем коэффициент запаса

.


  1.  Выбор и расчет подшипников выходного вала

На выходной вал проектируемого привода устанавливаем подшипники ШРУО по схеме в распор (рис. 13). Основные параметры выбранных подшипников в табл. 7.

d, мм

D, мм

В, мм

C, Н

, Н

4

11

4

790

285

Рис. 13

На рис. 13 изображены силы:

, - осевые составляющие от радиальной нагрузки;

, -силы, обеспечивающие компенсацию , .

Определяем радиальные нагрузки на опоры

Определяем коэффициенты минимального осевого нагружения и по формулам

,

отсюда ;

отсюда .

Для компенсации осевых составляющих от радиальных нагрузок должно выполняться условие

Для компенсации действия сил , с учетом уравнения равновесия

где

, выполняем первую попытку определения осевых сил и . Принимаем

Тогда

.

Условие выполняется.

Отсюда окончательно принимаем

;

.

Определяем коэффициенты радиальной нагрузки x и осевой нагрузки y . Тогда

Тогда .

Эквивалентные нагрузки на опоры определяем по формулам

где

- коэффициент динамичности; принимаем

- температурный коэффициент; при принимаем .

Тогда эквивалентные нагрузки на опоры

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле для опоры 1, т.к. она более нагружена

,

Определяем долговечность с 90%-ной степенью надежности

.

Определяем коэффициент надежности по формуле

,

где

- коэффициент учитывающий однородность структуры материала;

- коэффициент режима смазки.

Определяем вероятность безотказной работы(степень надежности) по формуле

,

где

 k  коэффициент зависящий от типа подшипника ; принимаем k=1,1.

Тогда

.

  1.  Расчет допусков размеров и допусков формы участков выходного вала

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки подшипников.

Для установки подшипников выбираем посадку .

Для данной посадки основное отклонение размера вала  js, квалитет -6.

Нижнее предельное отклонение ei=-4, мкм.

При d=4, мм, допуск размера IT6=8, мкм.

Верхнее предельное отклонение es=ei+IT6=-4+8=4,мкм.

Схема поля допуска представлена на рис. 14

рис. 14.

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки конического колеса. Для установки конического колеса выбираем посадку . Для данной посадки основное отклонение размера вала  h, квалитет 6.

Верхнее предельное отклонение es=-5, мкм.

При d=5 мм допуск размера IT6=8, мкм.

Тогда нижнее предельное отклонение

ei=es-IT6=-5-8=-13, мкм.

Схема поля допуска представлена на рис. 15.

рис. 15.

Выполняем расчет допусков размеров участков вала, предназначенных для установки муфты. Для установки муфты выбираем посадку . Для данной посадки основное отклонение вала  k, квалитет 6.

Нижнее предельное отклонение ei=1,мкм.

При d=3,5 мм допуск размера IT6=8, мкм.

Тогда верхнее предельное отклонение

es=ei+IT6=1+8=9, мкм.

Схема поля допуска представлена на рис.16.

рис.16.

Для обеспечения допустимых значений зазора и углов взаимного перекоса внутреннего и наружного колец подшипников качения ГОСТ 3325-85 предусматривает допуски на отклонения от круглости и профиля продольного сечения посадочных поверхностей вала, а также допуски на отклонения их от соосности относительно общей оси вала и допуски торцового биения упорных заплечиков вала.

Диаметр участка выходного вала под подшипником

Допуски круглости и продольного сечения

TFK=TFP=4, мкм.

Допуск торцового биения упорного заплечика вала

TCA=4, мкм.

Допуск соосности

,

Определяем величины допусков формы и расположения для посадочной поверхности вала под червячное колесо, если: колесо имеет осевой модуль передачи m=1, мм, число зубьев , длину ступицы , ширину зубчатого венца b=9, мм, степень точности зубчатого колеса 6, уровень относительной геометрической точности А.

Допуск цилиндричности

TFZ=4, мкм.

Допуск соосности для

TPC=10,мкм.

Отклонения формы посадочных поверхностей вала под полумуфты  ограничиваются допуском цилиндричности, определяемым по ГОСТ 24643-81, в зависимости от квалитета точности размера и уровня относительной геометрической точности.

Допуски на торцевое биение заплечиков вала, в которые упирается торцовая поверхность полумуфты определяется в зависимости от окружной скорости на внешнем диаметре приведены в табл.9.

где

  диаметр выходного вала под полумуфту в мм;

Тогда

Таблица 9

Окружная скорость V(м/сек) по внешнему диаметру насаженной детали

Допуск на торцевое биение, мкм

До 5

60

Для обеспечения сборки шпоночного соединения вала и втулки необходимо ограничить отклонения от параллельности боковых сторон шпоночного паза на длине прямолинейного участка и отклонение плоскости симметрии шпоночного паза относительно базовой оси поверхности, на которой располагается шпоночный паз.

Величины допусков параллельности и допуска симметричности в диаметральном выражении принимаем в соответствии с табл.10.

Таблица 10

Вид допуска расположения

Допуск расположения в долях от допуска на ширину шпоночного паза, мкм.

Допуск параллельности

Допуск симметричности:

-при одной шпонке

0,5

2,0


  1.  Выбор и расчет предохранительной муфты

Для предохранения деталей приводов от повреждений при возникновении случайных перегрузок, превышающих расчетную нагрузку, применяют муфты, автоматически размыкающие приводную линию. При действии критической нагрузки муфта срабатывает, а при снижении передаваемого момента до расчетной величины автоматически включает передачу. Момент нагрузки срабатывания муфты под действием нагрузки регулируют пружинами. Для проектируемого привода выбираем конусную фрикционную муфту. Материал: металлокерамика по стали. Схема предохранительной фрикционной муфты приведена на рис. 17.

Рис.  17.

Фрикционная муфта состоит из 1 часть муфты, установленная на выходном валу, 2 часть муфты, установленная на присоединяемом валу, 3 пружина  

Конусность назначаем с тем расчетом, чтобы угол был значительно больше угла трения, принимаем .

Средний диаметр зоны контакта при полном включении определяем по формуле

,

Где

 f  коэффициент трения; принимаем f=0,06;

[p] допускаемое давление; принимаем [p]=1 Мпа;

 - коэффициент ширины зоны контакта; принимаем .

Тогда

Определяем ширину зоны контакта

.

Основания для расчета дает анализ усилий, возникающих в муфте под действием пружины. Определяем силу нажатия пружины

Такого усилия со стороны пружины достаточно для удержания муфты во включенном состоянии; одна после срабатывания муфты пружина должна обеспечивать включение муфты с преодолением добавочного сопротивления от составляющей силы трения


Список использованной литературы

  1.  Ш.Х. Бикбулатов, В.А. Черноглазов. Расчет механических передач. Методическое указание к курсовому проектированию по основам конструирования, 1991 г.
  2.  В.Л. Юрьева, Г.И. Зайденштейн. Проектирование валов. Учебно-методическое пособие к курсовому проекту по деталям машин, основам конструирования и прикладной механике, 1997 г.
  3.  В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2, 2001 г.
  4.  Г.И. Зайденштейн, В.А. Черноглазов. Проектирование подшипниковых узлов. Методические указания к курсовому проектированию по деталям машин и основам конструирования и прикладной механики, 1995 г.
  5.  С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев.. Проектирование механических передач, 1984 г.
  6.  Г.А Матвеев., И.П. Якупова. Руководство к лабораторной работе. Система допусков и посадок на гладкие цилиндрические соединения. Нормирование точности и выбор посадок поверхностей ступенчатого цилиндрического вала, 2001 г.
  7.  Ю.Д. Первицкий. Расчет и конструирование точных механизмов. Учебное пособие для вузов. Машиностроение, 1976 г.
  8.  Г.Н. Зайцев. Нормирование точности геометрических параметров машин: учеб. Пособие для студ. высш. учеб. заведений. 2008 г.


Спецификация

2


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

43844. Правове регулювання укладання та виконання господарських договорів 649.5 KB
  Загальна характеристика зобов’язальних правовідносин Поняття та склад зобовязання Норми які регулюють зобовязання становлять один із найважливіших інститутів цивільного права зобовязальне право. Норми зобовязального права є найбільш значною частиною цивільного законодавства. Система зобовязального права складається із інститутів Загальної частини та інститутів Особливої частини. Загальна частина включає: поняття зобовязання сторони в зобовязанні; виконання зобовязання; забезпечення виконання зобовязання; припинення...
43845. Пластиковые карты, как один из видов банковского продукта на примере АКБ «Московский залоговый банк» 4.93 MB
  Мировая практика проведения расчетов по кредитным картам свидетельствует о том, что использование карты значительно упрощает процесс покупки товара или услуги, равно как и хранения и защиты своих сбережений. Пластиковая карта позволяет ее владельцу оперативно и без проблем получать наличные в любое время суток, пользоваться разнообразными скидками при покупке товаров и услуг, контролировать свои расходы за определенные периоды времени.
43846. Реконструкция схемы электроснабжения “Черемшанка” Курагинского района 1.38 MB
  Коммунально – бытовой сектор поселка “Черемшанка” обслуживают две трансформаторных подстанций 10/0,38 кВ. Потребительские воздушные линии выполнены проводом АС – 35. Общее количество домов составляет 160 штук и в них проживает 944 человека. Кроме этого, в селе имеются социально – культурные учреждения: клуб, магазины, школа, больница, сельский совет и т. д.
43847. Оптимізація транспортних мереж NGN на основі технології IP/MPLS для боротьби з пульсаціями мультисервісного трафіку та досягнення заданих показників якості обслуговування 1.67 MB
  1 АНАЛІЗ ПОБУДОВИ ТРАНСПОРТНОЇ МЕРЕЖІ НА ОСНОВІ ТЕХНОЛОГІЇ MPLS.2 Особливості побудови транспортної мережі NGN.3 Маршрутизація в мережі з комутацією по міткам. 2 ОБҐРУНТУВАННЯ ВИБОРУ МЕТОДА ОПТИМІЗАЦІЇ ТРАНСПОРТНОЇ МЕРЕЖІ ІР MPLS.
43848. Hасчет характеристик направленности вибраторных антенн в присутствии щелевого экрана 4.46 MB
  Моделирование вибраторных антенны с использованием программного пакета XFDTD. Геометрия исследуемой антенны. Исследование влияния металлического экрана с отверстием на диаграмму направленности антенны. Исследование влияния плоского металлического экрана с отверстием на диаграмму направленности антенны.
43849. Aвтоматизация теплового пункта 1.71 MB
  обеспечивая в каждом помещении наиболее комфортные условия для персонала по температуре влажности воздуха и освещенности; получать объективную информацию о работе и состоянии всех систем и своевременно сообщать диспетчерам о необходимости вызова специалистов по сервисному обслуживанию в случае отклонения параметров любой из систем от штатных показателей; контролируя максимально возможное число параметров оборудования точек контроля в здании и показателей загруженности систем перераспределять энергоресурсы между системами обеспечивая...
43850. Создание информационной базы и программы расчета доходной части бюджета территории на примере города Харьков, Украина 1.04 MB
  В современных условиях местного самоуправления местными органами большое значение имеет правильное и достаточно оптимальное планирование местного бюджета т. Основным принципом создания и ведения бюджета Украины стал бессистемный централизм пришедший на смену жесткой административной системе. Поэтому появилась...
43851. Право собственности 401.5 KB
  Право собственности граждан. Понятие и виды права собственности граждан. Субъекты права собственности граждан. Объекты права собственности граждан.
43852. Расчетов зарядов газогенераторов для запуска крылатой ракеты Пегас из космоса 1019.5 KB
  00 mm Толщина сгоревшего слоя в момент начала торможения 3.968 kg Масса сгоревшего топлива к моменту начала торможения исключая массу призм в моноблоке 2.00 mm Толщина сгоревшего слоя в момент начала торможения 5.168 kg Масса сгоревшего топлива к моменту начала торможения исключая массу призм в моноблоке 14.