Реферат: Конструирование механизмов и машин

. Ориентировочные соотношения размеров (мм) основных элементов литого корпуса редуктора

11. Расчёт редуктора на нагрев. Нахождение объёма масла.

Расчёт редуктора на нагрев.

Для передач, работающих при постоянной нагрузке в течении времени, достаточного для появления установившегося теплового режима, надо обеспечить условие

где

tM – установившаяся температура масла,

NДВ = 11*103 Вт – мощность на ведущем валу,

= 0.864 – КПД редуктора,

Kt = 12…19 Вт/(м2* 0C) – коэффициент теплопередачи редуктора,

S 2.4 м2 – площадь соприкосновения наружи с воздухом и внутри с маслом,

tвозд = 20 0 C – температура окружающего воздуха,

[t M max] = 60…90 0 C – предельно допускаемое значение температуры масла.

Тогда, подставляя данные значение в условие, получим

tM 76 0 С ≤[tM max]

Следовательно, условие на нагрев выполняется.

Нахождение объёма масла.

Ориентировочный объем смазочной ванны определяется как:

V = 0.35…0.7 дм3 на 1 кВт передаваемой мощности.

Тогда найдём объёмы смазочных ванн непосредственно для нашего редуктора, у которого мощности:

на быстроходном валу

Nдв = 11 кВт,

на промежуточном

Nпромеж = Тпромеж * wпромеж = 11.6 кВт

где Тпромеж = 282 Н*м, wпромеж = 37 1/c – крутящий момент и угловая скорость на промежуточном валу.

Следовательно

V1 = 5 л – объём смазочной ванны 1-ой ступени редуктора,

V2 = 6 л – объём смазочной ванны 2-ой ступени редуктора,

3. Кинематический расчет электромеханизма ( оценка кинематической точности передачи )

Необходимо подобрать входную угловую скорость электромеханизма wдв .

i общ = w дв / w им , где i общ -- общее передаточное число механизма.

w дв =w им * i общ

i общ = i пл. * i ц.п. , где i пл. -- передаточное число планетарной передачи,

( i пл. = i 1н (3) )

i ц.п. -- передаточное число цилиндрической передачи.

( i ц.п. =1.5 ... 3 )

Тогда ,

w дв = w им * i пл. * i ц.п.

i ц.п = - z к / z ш , где z к -- число зубьев колеса

z ш -- число зубьев шестерни ( z ш =18...26 ).

Следовательно ,

w дв = w им * i пл. * z к / z ш

w дв = 13.0 * 4.2 * ( 1.5 ... 3) = 81.9 ... 163.8 1/c

Электродвигатель переменного тока с выходной угловой скоростью n дв =1500 об/мин и частотой w дв = 157 1/с подходит для данного случая .

Для лучшей работоспособности электромеханизма примем число зубьев шестерни z ш = 26 , тогда

z к = w дв * z ш / i пл. * w им = 157 *26 / 4.2 * 13 = 74.76

но, так как число зубьев колеса должно быть целое, то

z к = 74.76 75 следовательно,

|i ц.п| = z к / z ш = 75 / 26 = 2.89

Зная, что

w дв = w вых * i пл. * i ц.п то

w вых = w дв / i пл. * i ц. п. = 157 / 4.2 * 2.89 = 12.94 1/c

Оценка кинематической точности передачи :

в w им = (w им - w вых) / w им * 100% =

= (13.0 - 12.94) / 13.0 * 100 % = 0.5 %< [D w им]

Силовой анализ электромеханизма.

Выбор электродвигателя по мощности.

Мощность вращательного движения вычисляется, в общем, по следующей формуле : N вр = T * , где Т -- крутящий момент , -- угловая скорость.

Для исполнительного механизма мощность будет равна : N им = T им * им

Вычисляем мощность электродвигателя:

N дв = N им / общ , где общ -- к.п.д. редуктора.

Коэффициент полезного действия редуктора общ находится по формуле:

общ = м1 * пл. * ц.п. * м2 где м1, м2 -- к.п.д. муфт 1 и 2 ( м = 0.3 ... 0.99 ),

пл. -- к.п.д. планетарной передачи ( пл. = 0.85 ... 0.96 ),

ц.п. -- к.п.д. цилиндрической передачи ( ц.п. = 0.96 ... 0.98). Следовательно,

общ = 0.82 * 0.9 * 0.96 * 0.82 = 0.58

Тогда,

N дв = T им * им / общ = 460 * 13.0 / 0.58= 10310Вт = 10.3 кВт Расчетная мощность получилась N дв = 10.3 кВт Подходящий по мощности двигатель будет - электродвигатель переменного тока 4А132 М4 У3 с мощностью N дв = 11 кВт.

Крутящий момент двигателя посчитается по формуле :

T дв = N дв / дв = 11000 / 157 = 70.06 Н*м

С учетом полученных результатов можно вычислить следующее :

. Крутящий момент на быстроходном валу :

T б(1) = T вх = T дв * м1 * K в = 70.06 * 0.82 * 1.3 = 74.68 H*м

. Промежуточный момент :

T п(2) = T б(1) * пл * i пл = 74.68 * 0.9 * 4.2 = 282.29 H*м

. Крутящий момент на тихоходном валу :

T т(3) = T п(2) * ц.п. * i ц.п. = 282.29 * 0.96 * 2.84 = 769.64 H*м

Проверка:

Зная, что T т(3) = T им / м2 = 460 / 0.82 = 560.98 H*м

Посчитаем процент расхождения : T т(3) = [ (769.64 - 560.98) / 769.64 ] * 100 % = 25.11 %

Геометрический синтез механической передачи зацепления

Выбор чисел зубьев колёс цилиндрической передачи

Из кинематического расчёта электромеханизма ( п.3 ) нашли число зубьев колеса и шестерни для цилиндрической передачи :

z ш = z 4 = 26

z к = z 5 = 75

Выбор чисел зубьев колёс планетарной передачи

Числа зубьев колёс планетарной передачи определяются из решения системы нескольких линейных уравнений и одного неравенства

. Условие соосности валов центральных колёс

а = 0.5 m * z 1 + 0.5 m * z 2 = 0.5 m * z 3 - 0.5 m * z`2

расчёт ведётся для нулевых колёс, следовательно

z 1 + z 2 = z 3 - z`2

. Условие сборки

(z 1 + z 2) / k = Е

. Условие соседства сателлитов

sin( / k) * 0.5 m * (z 1 + z 2) > 0.5 в a

d a = m * z`2 + 2 h a

h a = m * h*a (h*a = 1)

. Формула Виллиса

i пл + i обращ = 1 Примем, что z 1 = 18 и Е = 30, следовательно из 2 получим : z 3 = k * Е - z 1 = 3 * 30 - 18 = 72 тогда из 1

18 + z 2 = 72 - z`2 ; z 2 = 54 - z`2 .

Из условия 3 следует 0.86 * ( 18 + z 2 ) > ( z`2 + 2 ) ;

1.86 * z`2 > 59.92 ;

z`2 = 32 ,

Тогда

z 2 = 54 - 32 = 22 . По формуле Виллиса сделаем проверку правильности выбора зубьев колёс

i пл = 1 + z 2 * z 3 / z 1 * z`2 = 1 + 22 * 72 / 18 * 32 = 3.75

i пл = [ ( 4 - 3.75 ) / 4 ] * 100 % = 6.25 % Вывод : z 1 = 18 ; z 2 = 22 ; z`2 = 32 ; z 3 = 72 .

Определение диаметров начальных окружностей

зубчатых колёс и шестерней

Исходные данные: m1 = 3.5 мм , m2 = 6 мм - модули 1-ой и 2-ой ступени. z1 = 18, z2 = 22, z2’ = 32, z3 = 72, z4 = 26, z5 = 75 – числа зубьев зубчатых колёс редуктора.

Тогда, начальные диаметры соответствующих колёс будут такие : d1 = m1 * z1 = 3.5 мм * 18 = 63 мм d2 = m1 * z2 = 3.5 мм * 22 = 77 мм d2` = m1 * z2` = 3.5 мм * 32 = 112 мм d3 = m1 * z3 = 3.5 мм * 72 = 252 мм d4 = m2 * z4 = 6 мм * 26 = 156 мм d5 = m2 * z5 = 6 мм * 75 = 262.5 мм

Определение ширины зубчатого венца

колёс и шестерней, высоты зубьев

Ширина зубчатого венца колеса определяется, как bк = m * 8

Тогда : b2 = m1 * 8 = 3.5 мм * 8 = 28 мм b2’ = m1 * 8 = 3.5 мм * 8 = 28 мм b5 = m2 * 8 = 6 мм * 8 = 48 мм

Ширина зубчатого венца шестерни определяется, как bш = bк * 1.15

Тогда : b1 = b2 * 1.15 = 28 мм * 1.15 = 32.2 мм b3 = b2` * 1.15 = 28 мм * 1.15 = 32.2 мм b4 = b5 * 1.15 = 48 мм * 1.15 = 55.2 мм

Высота зубьев колёс и шестерней определяется, как h = 2.25 * m

Следовательно: h1 = 2.25 * m1 = 2.25 * 3.5 мм = 7.9 мм h2 = h2` = h3 = h1 = 7.9 мм h4 = 2.25 * m2 = 2.25 * 6 мм = 13.5 мм h5 = h4 = 13.5 мм

6. Проверочный расчёт на прочность зубчатых цилиндрических передач

6.1 Проверочный расчёт на прочность цилиндрической ступени редуктора

Таблица 6.1.1 Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом

Таблица 6.1.2 Формулы и расчёт на контактную выносливость

Таблица 6.1.3 Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба

6.2 Проверочный расчёт на прочность планетарной ступени редуктора

Таблица 6.2.1 Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом

Таблица 6.2.2 Формулы и расчёт на контактную выносливость

Таблица 6.2.3 Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба

7. Предварительный расчёт валов и осей

В данном механизме имеются три вала : Б - быстроходный (вх) П - промежуточный Тх - тихоходный (вых)

Определение радиальных размеров участков вала

= М кр / Wр [] кр Для нашего случая : М кр = Т тих

Wр = p * в 3 / 16 0.2 * в 3

[] кр = 20...40 МПа ( соответствует конструкционной сали )

1) . Тихоходный вал

а) для подшипников

d пш (Т тих / 0.2 * [] )1/3 * 1.17 = ( 770 / 0.2*[ 20..40]*106 ) 1/3 * 1.17

d пш = 45.83 ... 57.74 50 мм

б) для муфты в м = в пш / ( 1.15...1.4 ) 44 мм

в) для колеса 5

d кол5 = в пш 50 мм

. Быстроходный вал

а) для подшипников

d пш (Т б / 0.2 * [] )1/3 * 1.17 = ( 74.68 / 0.2*[ 15..40]*106 ) 1/3 * 1.17

d пш = 24.6…31 30 мм

б) для муфты

d м = в пш / ( 1.15...1.4 ) 26 мм

3) . Промежуточный вал

4 = 5 а) для колеса 4 Т п. / 0.2 * в 3кол4 = Т тих / 0.2 * в 3кол5 в кол4 = в кол5 * ( Т п / Т тих)1/3 = 50 * ( 282.29 / 770 )1/3 38 мм б) для подшипников в пш = = в кол4* ( 1.15...1.4 ) 40 мм

в) для водила Н в водН = в пш* ( 1.15...1.4 ) 44 мм

8. Проверочный расчёт валов

Условные обозначения : Ft, Fr – окружная и радиальная силы; -1, -1 – пределы выносливости,

a, m – постоянные составляющие цикла напряжений; K, K - эффективные к-ты концентрации; Kd , KF – масштабныё фактор и фактор шероховатости; , - к-ты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости.

8.1. Быстроходный вал

Исходные данные:

Tбх = 75 Н*м ; m = 3.5 мм ; z1 = 18

Задание: Выполнить расчёт вала и

1. Приближённо оценим средний диаметр вала при [] = 15 МПа

=30 мм

2. Определим силы в зацеплении:

= 2380 Н

= 866 Н

3. Наиболее опасным является сечение рядом с подшипником B, ослабленное галтелью, где :

= 88.6 Н*м

Напряжение изгиба:

= 33 МПа

Напряжение кручения:

=14 МПа

Эквивалентное напряжение:

= =79МПа320 МПа

4. Так как вал работает при достаточно больших скоростях, выберем легированную сталь 20Х, у которой:

650 МПа 400 МПа

260 МПа

130 МПа

= 7 МПа

Для галтели 1.7 1.4 (табл. 15.1 [3])

По графику (рис.15.5 [3]), 0.75

По графику (рис.15.6 [3]), для шлифованного вала 1

Для легированных сталей 0.15 0.1

= 19

= 3.5

Запас сопротивления усталости определяют по формуле:

=3.4

Прочность быстроходного вала обеспечена.

8.2. Промежуточный вал

Исходные данные:

Tпр = 282 Н*м ; m = 6 мм ; z4 = 26

Задание: Выполнить расчёт вала

1. Приближённо оценим средний диаметр вала при [] = 30 МПа

=38 мм

2. Определим силы в зацеплении:

= 3615 Н

= 1316 Н

3. Наиболее опасным является сечение под шестернёй, где :

= 108 Н*м

Напряжение изгиба:

= 20 МПа

Напряжение кручения:

=26 МПа

Эквивалентное напряжение:

= =50МПа272 МПа

4. Так как вал работает при средних скоростях, выберем легированную сталь 45, у которой:

600 МПа 340 МПа

240 МПа

120 МПа

= 13 МПа

Для шпоночного паза 1.7 1.4 (табл. 15.1 [3])

По графику (рис.15.5 [3]), 0.75

По графику (рис.15.6 [3]), для шлифованного вала 1

Для среднеуглеродистых сталей 0.1 0.05

= 5.3

= 4.8

Запас сопротивления усталости определяют по формуле:

=3.5

Прочность промежуточного вала обеспечена.

8.3. Тихоходныйвал

Исходные данные:

Tтх = 770 Н*м ; m = 6 мм ; z5 = 75

Задание: Выполнить расчёт вала и подобрать подшипники на опорах.

1. Приближённо оценим средний диаметр вала при [] = 30 МПа

=50 мм

2. Определим силы в зацеплении:

= 3422 Н

= 1246 Н

3. Наиболее опасным является сечение под шестернёй, где :

= 91 Н*м

Напряжение изгиба:

= 7.3 МПа

Напряжение кручения:

=31 МПа

Эквивалентное напряжение:

= =54МПа272 МПа

4. Так как вал работает при средних скоростях, выберем легированную сталь 45, у которой:

600 МПа 340 МПа

240 МПа

120 МПа

= 15 МПа

Для шпоночного паза 1.7 1.4 (табл. 15.1 [3])

По графику (рис.15.5 [3]), 0.75

По графику (рис.15.6 [3]), для шлифованного вала 1

Для среднеуглеродистых сталей 0.1 0.05

= 13.9

= 3.9

Запас сопротивления усталости определяют по формуле:

=3.7

Прочность тихоходного вала обеспечена.

9. Подбор и расчёт подшипников на валах и опорах.

Расчёт на смятие шпоночных соединений

9.1 Быстроходный вал

Подбор подшипников

Условные обозначения: n – частота вращения вала, Lh – долговечность, С, С0 – динамическая, статическая грузоподъёмность, X,Y – к-ты радиальной и осевой нагрузки , V – к-т вращения, Кб – к-т безопасности, КТ – температурный к-т, КНЕ – к-т режима нагрузки, LHE – эквивалентная долговечность.

Необходимо подобрать подшипники, используя данные:

в = 30 мм n = 1500мин-1 Lh = 12000ч

Назначим радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники лёгкой серии диаметра, условное обозначение 1206, для которых по каталогу Спасп = 11968 Н, С0=5807 Н

в = 62 мм, B=16 мм, nж = 10000мин-1, DT = 7.94, z =14

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, где

Fr = 866 H – радиальная нагрузка, Fa =0 – осевая нагрузка, V = 1, Kб = 1.3, KT=1 (стр. 335 [3])

Тогда

Pr = 866 H

KHE = 0.25 (стр. 173 [3])

LHE = KHE *Lh = 3000 ч

LE = 60*10-6*n* LHE= 270 млн.об.

Тогда

С= Pr (LE)1/3 = 5600 Н

С < Спасп- условие выполняется, следовательно данные подшипники подходит для нашего случая.

Расчет на смятие

Исходные данные:

Т = 75 Н*м

в = 26 мм , b = 8 мм, h = 7 мм ,

t1= 4 мм, t2= 3.3 мм , l = 28 мм

Необходимо рассчитать шпоночное соединение на прочность.

60 МПа

Условие прочности на смятие обеспечено.

9.1 Промежуточный вал

Подбор подшипников

Необходимо подобрать подшипники, используя данные:

в = 40 мм n = 365мин-1 Lh = 12000ч

Назначим радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники лёгкой серии диаметра, условное обозначение 1208, для которых по каталогу Спасп = 14813 Н, С0=8554 Н

D = 80 мм, B=18 мм, nж = 10000мин-1, DT = 8.73, z =17

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, где

Fr = 1316 H – радиальная нагрузка, Fa =0 – осевая нагрузка, V = 1, Kб = 1.3, KT=1 (стр. 335 [3])

Тогда

Pr = 1316 H, KHE = 0.25 (стр.173 [3]), LHE = KHE *Lh = 3000 ч, LE = 60*10-6*n* LHE= 270 млн.об.

Тогда

С= Pr (LE)1/3 = 8600 Н

С < Спасп- условие выполняется, следовательно данные подшипники подходит для нашего случая.

Расчет на смятие

Исходные данные:

Т = 282 Н*м, в = 40 мм , b = 12 мм , h = 8 мм , t1= 5 мм , t2= 3.3 мм , l = 50 мм

Необходимо рассчитать шпоночное соединение на прочность.

70.5 МПа

Условие прочности на смятие обеспечено.

9.1 Тихоходный вал

Подбор подшипников

Необходимо подобрать подшипники, используя данные:

в = 50 мм n = 124мин-1 Lh = 12000ч

Назначим радиальные сферические двухрядные шарикоподшипники лёгкой серии диаметра, условное обозначение 1210, для которых по каталогу Спасп = 16677 Н, С0=10791 Н

D = 90 мм, B=28 мм, nж = 10000мин-1, DT = 9.53, z =18

Определим эквивалентную нагрузку по формуле:

, где

Fr = 1246 H – радиальная нагрузка, Fa =0 – осевая нагрузка, V = 1, Kб = 1.3, KT=1 (стр. 335 [3])

Тогда

Pr = 1246 H, KHE = 0.25 (стр. 173 [3]), LHE = KHE *Lh = 3000 ч, LE = 60*10-6*n* LHE= 270 млн.об.

Тогда

С= Pr (LE)1/3 = 15436 Н

С < Спасп- условие выполняется, следовательно данные подшипники подходит для нашего случая.

Расчет на смятие

Исходные данные:

Т = 770 Н*м, в = 50 мм , b = 16 мм , h = 10 мм , t1= 6 мм , t2= 4.3 мм , l = 45 мм

Необходимо рассчитать шпоночное соединение на прочность.

137 МПа

Условие прочности на смятие обеспечено.

Литература:

Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.: Машиностроение. В3-х т. 1979. Т. 1. 728 с.

Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.: Машиностроение. В3-х т. 1979. Т. 2. 559 с.

Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. М.: Высш. шк., 1991. 383 с.

Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин: Курсовое проектирование. Учеб. пособие для машиностроит. вузов. М.: Высш. шк., 1975. 554 с.

Курсовое проектирование деталей машин / В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державин, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева : Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов .- Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984. 400 с.

Содержание:

Техническое задание …………………………………………………………….

Техническая характеристика……………………………………………….

Прочие условия……………………………………………………………….

Задание на проектирование……………………………………….…………

Разработка структурной схемы электромеханизма. Структурный. анализ закрытой механической передачи………………………………………………

Кинематический расчёт электромеханизма( оценка кинематической точности передачи)………………………………………………………………..

Силовой анализ электромеханизма. Выбор электродвигателя по мощности……………………………………………………………………………

Геометрический синтез механической передачи зацепления…….…………

Выбор чисел зубьев колёс цилиндрической передачи……………………

Выбор чисел зубьев колёс планетарной передачи……………………….

Определение диаметров начальных окружностей зубчатых колёс и шестерней………………………………………………………………….……

Определение ширины зубчатого венца колёс и шестерней, высоты зубьев……………………………………………………….……………………

Проверочный расчёт на прочность зубчатых цилиндрических передач………………………………………………………………………………

Проверочный расчёт на прочность цилиндрической ступени редуктора ……………………………………………………………………….

Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом………………………………………………………………….

Формулы и расчёт на контактную выносливость……….…………

Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба………………

6.2 Проверочный расчёт на прочность планетарной ступени редуктора…………………………………………………………………………….

6.2.1 Исходные данные, определяемые геометрическим расчётом………………………………………………………………………….

6.2.2 Формулы и расчёт на контактную выносливость……….…………

Формулы и расчёт на выносливость при изгибе зуба………………

Предварительный расчёт валов и осей………………………………………….

Проверочный расчёт валов………………………………………………………..

Быстроходный вал………………………………………………….…………..

Промежуточный вал……………………………………………………………

Тихоходный вал…………………………………………………………………

Подбор и расчёт подшипников на валах и осях. Расчёт на смятие шпоночных соединений…………………………………………………….………

Быстроходный вал………………………………………………….…………..

Промежуточный вал……………………………………………………………

Тихоходный вал…………………………………………………………………

Ориентировочные соотношения размеров (мм) основных элементов литого корпуса редуктора……………………………………………………………………

Расчёт редуктора на нагрев. Нахождение объёма масла……………………….

Приложение…………………………………………………………………………..

Спецификация ……………………………………………………………….………

Литература …………………………………………………………………………...

15.Содержание …………………………………………………………………………...

2

2

2

2

3

5

6

7

7

7

8

8

9

9

9

10

11

12

12

13

14

15

16

16

17

18

19

19

20

20

21

22

23

24

27

28