Расчет и проектирование привода электросаней

БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Расчет и проектирование привода электросаней

Расчет и проектирование привода электросаней

Страниц 43, рисунков5, таблиц 3.

Данный проект является первой конструкторской работой. Работа является завершающим этапом в цикле базовых общетехнических дисциплин.

Основными задачами являются:

1. расширить и углубить знания, полученные при изучении предшествующих курсов;

2. усвоить принцип расчета и конструирования типовых деталей и узлов;

3. ознакомиться с ГОСТами и т.п.

В ходе курсового проекта были спроектированы привод тяговой лебедки для транспортирования ЛА по стартовой площадке, рассчитаны планетарные прямозубые цилиндрические передачи двухступенчатого цилиндрического редуктора, проведены проверочные расчеты шестерни и колеса прямозубой цилиндрической передачи, а также быстроходного и тихоходного валов, болтовых соединений.

В ходе расчетов были разработаны следующие чертежи: сборочный чертеж двухступенчатого цилиндрического редуктора и его основных узлов, чертеж тихоходного вала, чертеж зубчатого колеса, чертеж барабана и компоновочный чертеж привода.

ШЕСТЕРНЯ, МЕЖОСЕВОЕ РАССТОЯНИЕ, МОДУЛЬ, ДЕЛИТЕЛЬНЫЙ ДИАМЕТР, УСЛОВИЕ СООСНОСТИ, ВАЛ, БОЛТОВОЕ СОЕДИНЕНИЕ, ТРОС, ШПОНОЧНОЕ СОЕДИНЕНИЕ

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рис. 1 - Схема привода аэросаней

ВВЕДЕНИЕ

Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацепления с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Редуктор - неотъемлемая составная часть современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

Основная цель этого курсового проекта по основам конструирования деталей машин - привить студенту навыки конструкторского труда: умение самостоятельно, на основании заданной схемы, выбрать конструкцию механизма, обосновать ее расчетом и конструктивно разработать на уровне технического проекта.

СПИСОК УСЛОВНЫХ ОБОЗНАЧЕНИЙ, СИМВОЛОВ, СОКРАЩЕНИЙ

- эффективная мощность, кВт;

- мощность двигателя, кВт;

- диаметр барабана, мм;

- передаточное отношение;

- крутящий момент, Нмм;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

- изгибное допускаемое напряжение, МПа;

- делительный диаметр, мм;

- модуль зацепления;

- межосевое расстояние, мм;

- диаметр вершин зубьев, мм;

- диаметр впадин зубьев, мм;

- ширина зубчатого венца, мм;

- базовое число циклов перемены напряжений;

- расчетное число циклов перемены напряжений;

- запас прочности по нормальным напряжениям;

- запас прочности по касательным напряжениям;

- общий запас прочности;

- окружная сила, H;

- радиальная сила, H.

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ СБОРОЧНОГО УЗЛА

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где и - количество контактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).

2.1.3 Определение допускаемых напряжений

Определение контактных допускаемых напряжений

,

где - предел контактной выносливости

- коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев (цементация) равен 1,7.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .

- коэффициент долговечности, так как и , то

Принимаем окружную скорость , тогда для закрытых передач для .

.

В качестве расчетного значения принимаем .

Определение изгибных допускаемых напряжений

,

так как и , то .

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда

.

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го ,2.

- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения ,02.

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: - при работе зубьев одной стороной

по

.

Определение предельных допускаемых напряжений

.

Определение коэффициентов расчетной нагрузки

2.2.3 Проверка на контактную и изгибную прочность при действии максимальной нагрузки

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

2.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

,

,

- диаметр впадины зубьев:

,

.

, .

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

,

где .

Принимаем из конструктивных соображений, .

3. РАСЧЕТ ПРЯМОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ II-ОЙ СТУПЕНИ

Привод от электродвигателя .

Мощность, подводимая к валу шестерни .

Частота вращения шестерни .

Срок службы .

Принимаем число зубьев шестерни равное .

По заданному передаточному отношению вычисляем число зубьев шестерни:

.

Определяем частоты вращения валов:

— ведущего:

— ведомого:

.

3.1 Проектировочный расчет

3.1.1 Подбор материалов

Числа циклов перемены напряжений шестерни и колеса:

где и - количество контактов зубьев шестерни и колеса соответственно за один оборот (принимаем их равными 1).

3.1.3 Определение допускаемых напряжений

Определение контактных допускаемых напряжений

,

где - предел контактной выносливости

- коэффициент безопасности для поверхностно-уплотненных зубьев равен 1,2.

- коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности сопряженных зубьев, принимают в зависимости от класса шероховатости: для 5-го класса - .

- коэффициент долговечности, так как и , то

Принимаем окружную скорость , тогда для закрытых передач для .

.

В качестве расчетного значения принимаем .

Определение изгибных допускаемых напряжений

,

так как и , то .

Коэффициент безопасности при работе зубьев на изгиб

,

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и степень ответственности передачи;

(для поковок) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки колеса.

Тогда .

 - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба. Для шлифованных и фрезерованных зубьев при классе шероховатости не ниже 4-го .

- коэффициент, учитывающий упрочнение переходной поверхности зуба. При отсутствии упрочнения .

- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки: - при работе зубьев одной стороной

по

.

Определение предельных допускаемых напряжений

.

3.1.4 Определение коэффициентов расчетной нагрузки

Коэффициенты расчетной нагрузки соответственно при расчетах на контактную и изгибную выносливость

Проверка на перегрузку, на предотвращение пластической деформации или хрупкого излома.

,

.

3.2.4 Определение геометрических и других размеров колеса и шестерни

- диаметр вершин зубьев:

,

,

- диаметр впадины зубьев:

,

.

, .

Определяем диаметр отверстия под вал в колесе:

,

где .

Принимаем из конструктивных соображений.

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ

4.1 Проектировочный расчет валов

Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала являются достаточная прочность, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников; технологичность конструкции и экономию материала. В качестве материала для валов используют углеродистые и легированные стали.

Расчет вала выполняется на усталостную прочность.

За материал валов принимаем сталь 40ХН, с характеристикой:

- временное сопротивление разрыву;

- предел выносливости при симметричном цикле напряжений изгиба;

- предел выносливости при симметричном цикле напряжений кручения;

-коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений соответственно при изгибе и кручении.

Для быстроходного вала рассчитываем диаметр вала под муфту из условия прочности, так как это наименьший диаметр вала, остальные диаметры и длины будут задаваться конструктивно:

Принимаем: d1=32 мм l1=40 мм

d2=40 мм l2=70 мм

d3=50 мм l3=5 мм

d4=94,5 мм l4=34 мм

d5=50 мм l5=5 мм

d6=40 мм l6=20 мм

где:

1 - размеры вала под муфту; 2 - под уплотнение и подшипник; 6 - под подшипники; 3,5 - свободные размеры вала; 4-под шестерню. Так же на валу есть шестерня, ее размеры были рассчитаны в п.2.1.3.4.

Для промежуточного вала выбираем размер под колесо из расчета зубчатых передач d2=46 мм, остальные размеры задаем конструктивно:

Принимаем: d1=40 мм l1=24 мм

d2=46 мм l2=65 мм

d3=56 мм l3=5 мм

d4=46 мм l4=44 мм

d5=94,5 мм l5=60 мм

d6=46 мм l6=7 мм

d7=40 мм l7=25 мм

где:

1,7 - размеры вала под подшипники; 2 - под колесо; 3,4,6 - свободный размер вала, 5 шестерня. Так же на валу есть шестерня, ее размеры были рассчитаны в п.2.2.3.4.

Для тихоходного вала рассчитываем диаметр вала под муфту из условия прочности, так как это наименьший диаметр вала, остальные диаметры и длины будут задаваться конструктивно:

Принимаем: d1=67 мм l1=82 мм

d2=75 мм l2=90 мм

d3=85 мм l3=75 мм

d4=75 мм l4=27 мм

где:1 - размеры вала под муфту; 2 - под уплотнение и подшипник; 4 - под подшипники; 3 - под колесо.

4.2 Проверочный расчет валов

Для расчета вала на сложное сопротивление необходимо составить его расчетную схему:

- разметить точки, в которых расположены условные опоры;

- определить величину и направление действующих на вал сил: окружной , радиальной , осевой . А также точки их приложения. Поскольку на валы не действуют осевые силы, то .

Приведем расчет быстроходного вала (рис. 4.1):

Рис. 4.1 - Расчетная схема быстроходного вала на сложное сопротивление

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:

Силы действующие на входной вал:

Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях:

Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях:

Строем эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Наиболее опасным является третье сечение.

Осевой момент инерции:

Полярный момент инерции:

;

Суммарное напряжение изгиба:

Суммарное напряжение кручения:

.

Суммарное эквивалентное напряжение:

.

Проведем расчет промежуточного вала:

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:

Силы действующие на входной вал:

Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях:

Рис. 4.2 - Расчетная схема промежуточного вала на сложное сопротивление

Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях:

Строем эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Наиболее опасным является третье сечение.

Осевой момент инерции:

Полярный момент инерции:

;

Суммарное напряжение изгиба:

Суммарное напряжение кручения:

.

Суммарное эквивалентное напряжение:

.

Проведем расчет тихоходного вала:

Длины расчетных участков находятся после предварительного проектирования:

Силы действующие на входной вал:

Вертикальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси х в характерных сечениях:

Рис.4.3 - Расчетная схема тихоходного вала на сложное сопротивление

Горизонтальная плоскость:

а) Определяем опорные реакции

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси y в характерных сечениях:

Строем эпюру крутящих моментов:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

Наиболее опасным является третье сечение.

Осевой момент инерции:

Полярный момент инерции:

;

Суммарное напряжение изгиба:

Суммарное напряжение кручения:

.

Суммарное эквивалентное напряжение:

.

Расчет валов на усталостную выносливость:

где коэффициент запаса по нормальным напряжениям;

коэффициент запаса по касательным напряжениям;

где пределы выносливости материала соответственно при изгибе и кручении с симметричным знакопеременным циклом,

амплитудные напряжения,

коэффициенты, характеризующие чувствительность материала к асимметрии цикла напряжений,

средние значения напряжений,

суммарные коэффициенты, учитывающие влияние всех факторов,

Расчет быстроходного вала:

Расчет промежуточного вала:

Расчет тихоходного вала:

Будем определять осевую нагрузку, которая действует на болт при креплении корпуса редуктора к раме. Число болтов Z = 4.

Считая, что предварительная затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает нераскрытие стыка при действии внешнего момента Tкр, и предполагая, что нагрузка между болтами и поверхности стыка изменяется по линейному закону, можно записать формулу в первом приближении для определения внешней силы Fвн [2].

Число болтов z = 4; L=455 мм; B=245 мм; h=180 мм; a=190 мм.

По ГОСТ 8724-81 выбираем резьбу (мм).

По ГОСТ 7798-81 принимаем болт М16х55.

8. ВЫБОР КОНСТРУКЦИИ И РАСЧЁТ МУФТ

Муфты применяют практически во всех машинах и механизмах. Конструкция муфт весьма разнообразна. Тип муфты выбирают в зависимости от требований, которые предъявляют в данном приводе. Например, муфта должна компенсировать несоосность валов, уменьшать динамические нагрузки, предохранять привод от перегрузки, позволять включение и выключение привода.

Привод аэросаней имеет две муфты. Одна из них соединяет двигатель и редуктор. Чаще всего здесь применяют муфты с резиновыми упругими элементами. Выберем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП 63-24-1-ІІ-2-У3 ГОСТ 21494-93 по диаметру выходного вала выбранного двигателя 24 мм. Проверим муфту по передаваемому моменту:

,

где K=1,3- коэффициент динамичности нагрузки (привода); - максимальный момент;

.

Вторая муфта находится между редуктором и винтом. Выбираем карданную муфту так как она может передать крутящий момент не соосно а параллельно что нам и требуется.

Проверим муфту по передаваемому моменту:

,

где K=1,3- коэффициент динамичности нагрузки (привода); - максимальный момент;

.

9. РАЗРАБОТКА СИСТЕМЫ СМАЗКИ И НАЗНАЧЕНИЕ ТИПА СМАЗОЧНОГО МАТЕРИАЛА ДЛЯ ПРОЕКТИРУЕМОГО МЕХАНИЗМА

Смазку машин применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибраций.

В связи с малыми окружными скоростями, предполагаемым состоянием окружающей среды и температурного режима работы колес подшипники набиваем консистентной смазкой солидол синтетический по ГОСТ 4366-76.

Для редукторов общего назначения применяют смазку жидким маслом. Способ смазки - картерный непроточный (окунанием зубчатых колёс в масло, залитое в корпус).

Исходя из передаваемой мощности, назначаем количество смазки, заливаемой в картер редуктора (0,3 л на 1 КВт). Таким образом, для заливки в картер назначаем 24 л ± 0,1 л смазки. Марку смазки определяем по окружной скорости зубчатого колеса на промежуточном валу.

Скорости м/с соответствует смазка, имеющая значение кинематической вязкости м2/с. Этим условиям соответствует масло цилиндровое 38 ГОСТ 21743-76.

10. КОМПОНОВКА И РАЗРАБОТКА ЧЕРТЕЖА РЕДУКТОРА

Размеры валов и подшипников в значительной мере определяются компоновочными размерами прямозубых цилиндрических передач, взаимным расположением агрегатов привода, заданными габаритными размерами привода.

Поэтому после расчета передач и установленных размеров их основных деталей приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.

Компоновка привода определяется его назначением, предъявленными к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.

2. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» (3 тома). М., 1980.

3. Алферов В.В. “Визначення геометричних параметрiв та якiсних показникiв змiщення евольвентного зачеплення”, ХАI, 1999 р.

4.Бейзедьман Р.Д., Цыпкин Б.В., Перель Л.Я. ”Подшипники качения” (справочник), М. “Машиностроение”,1975, 574 с.

5. Иванов М.Н. Детали машин. Учебн. - М.: Высшая школа, 1984, 336 с.

6. Чернин И.М., Кузьмин А.В., Ицкович Г.М. «Расчеты деталей машин» (справочное пособие). Издание 2-е, переработанное и дополненное. - Минск: «Высшая школа», 1978 - 472 с.

7. Чернавский С.А., Снесарев Г.А., Боков К.Н. «Проектирование механических передач». Учебно-справочное пособие по курсовому проектированию механических передач. Издание пятое, переработанное и дополненное. - Москва: «Машиностроение», 1984 - 560 с.