Механічний привод

Східноукраїнський національний університет імені Володимира Даля

Факультет машинознавства та електромеханіки

Кафедра підйомно-транспортної техніки

Розрахунково-графічна робота

з дисципліни «Прикладна механіка»

на тему: «Механічний привод»

студента 2 курсу групи ТТ-201

Іванченко І.В.

Керівник проекту доц. Карпов О.П.

Результати захисту:

Національна шкала _______

Кількість балів: __________

Оцінка: ECTS ___________

Дата_________

Сєвєродонецьк – 2015

Содержание

Стр.

Бланк задания. 3

ВВЕДЕНИЕ. 4

1. Выбор электродвигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода. 5

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи. 6

2.1. Выбор материалов, способа упрочнения зубьев и допускаемых напряжений  6

2.2. Проектный расчет. 8

2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость. 9

2.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость. 9

2.5. Геометрический расчет. 10

2.6. Расчет сил в зацеплении. 11

3. Расчет клиноременной передачи. 11

3.1. Проектный расчет. 11

3.2. Проверочный расчет. 13

3.2.1. Силы, действующие в ремнях. 13

3.2.2. Проверка прочности ремней по максимальным напряжениям. 13

3.2.3. Проверка долговечности ремней. 14

Список использованной литературы.. 15

Бланк задания
ВВЕДЕНИЕ

Предметом исследования является механический привод, который может быть использован в для различных транспортных средств, например: приводы пассажирских эскалаторов и ленточных конвейеров, грузовых транспортеров, грузоподъемных механизмов и т.д. В состав привода, рассматриваемого в данном задании входят: электродвигатель (м), клиноременная передача (Р), цилиндрический зубчатый редуктор (Ц). Привод обеспечивает мощность, потребляемую рабочей машиной на выходе. При переходе от вала двигателя (дв.) к быстроходному (1) и тихоходному (2) валам редуктора, уменьшается частота вращения до требуемого значения, что сопровождается пропорциональным увеличением крутящего момента.

Начальным этапом проектирования является выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода, после чего выполняются проектные расчеты передач и деталей.

1. Выбор электродвигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода

1. Для исходных данных: значения усилия в цепи  и скорости цепи  определяем мощность на выходе [1]:

.

2. Определяем КПД привода:

,

где  – КПД клиноременной передачи (Р),  – КПД цилиндрической зубчатой передачи (Ц) (выбираются из рекомендуемых диапазонов значений для соответствующих типов передач, см. табл. Приложение 1).

3. Определяем потребную мощность электродвигателя:

.

По значению потребной мощности необходимо подобрать электродвигатель (М), таким образом, чтобы его мощность  (по ближайшей большей). Из таблицы (Приложение 2) принимаем .

4. Ориентировочное передаточное число привода:

,

где  – передаточное число ременной передачи (Р);  – передаточное число цилиндрической зубчатой передачи (Ц) (выбирается усредненное значение из диапазонов рекомендуемых передаточных чисел для соответствующих типов передач, см. табл. Приложение 1).

5. Для исходных данных: скорости цепи  и диаметра звездочки  определяем частоту вращения выходного вала (2):

.

6. Ориентировочная частота вращения вала (дв.) электродвигателя (м):

.

Выбираем электродвигатель марки 4А160М8У3, у которого синхронная частота , мощность , относительное скольжение  (табл., см. Приложение 2). Тогда расчетная частота вращения вала электродвигателя (дв.) с учетом скольжения:

.

7. Уточняем передаточное число всего привода:

.

8. Разбиваем общее передаточное число, соблюдая отношение .

Поскольку расчетная частота вращения вала (дв.) электродвигателя меньше ориентировочного значения, принимаем для ременной передачи  , что соответствует диапазону значений рекомендуемых передаточных чисел. Тогда для цилиндрической передачи:

.

Проверяем, лежит ли полученное число в рекомендуемых пределах для цилиндрической зубчатой передачи (табл. Приложение 1). Если нет, то выбираем другое сочетание значений  и , которые должны соответствовать допустимым пределам для обеих передач.

9. Определяем частоты вращения валов привода:

 об/мин;

 об/мин;

 об/мин .

10. Определяем крутящие моменты на валах привода:

 Н·м;

 Н·м;

 Н·м.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

В настоящее время в зубчатых цилиндрических передачах преимущественно используются косозубые зубчатые колеса с целью снижения динамических нагрузок, шума и вибраций.

2.1. Выбор материалов, способа упрочнения зубьев и допускаемых напряжений

С целью снижения массогабаритных показателей при относительно недорогой и несложной технологии изготовления передач назначаем для цилиндрической шестерни закалку ТВЧ, для цилиндрического колеса – улучшение, для зубьев шестерни и колеса выбран материал сталь 40Х ГОСТ 4543-71, твёрдость поверхности шестерни равна , а колеса .

Так как передача относится к группе с большим перепадом твёрдостей, в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее из двух следующих значений:

 и

.

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение шестерни:

,

где  МПа – предел контактной выносливости при средней твердости поверхностей зубьев шестерни

;

 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев шестерни (принято шлифование);

 – коэффициент запаса прочности (для закалки ТВЧ);

 – коэффициент долговечности (тяжелый режим длительный эксплуатации).

 МПа.

Рассчитаем допускаемое контактное напряжение колеса:

.

Здесь  МПа – предел контактной выносливости при средней твердости поверхностей зубьев колеса

;

 – (принято фрезерование);

 – (для улучшения);

 – коэффициент долговечности,

 МПа.

Допускаемое напряжение равно:

 МПа.

 МПа.

Окончательно принимаем меньшее значение   МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

находим отдельно для зубьев шестерни –  и колеса – .

Из справочных данных для выбранного метода упрочнения зубьев (для шестерни – закалка ТВЧ, для цилиндрического колеса – улучшение) пределы длительной выносливости при изгибе:

 МПа,         МПа;

,  – коэффициенты шероховатости и запаса прочности (для шестерни и колеса одинаковы).

Коэффициенты долговечности , (т.к. тяжелый режим длительный эксплуатации, т.е. коэффициент режима при постоянной нагрузке ).

В результате:

 МПа,

 МПа.

2.2. Проектный расчет

Из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев вычисляем межосевое расстояние:

.

Здесь  – коэффициент, зависящий от типа передачи (косозубая);

 – коэффициент нагрузки (предварительное значение для косозубых передач );

 – коэффициент ширины зубчатого венца (для симметричного расположения передачи относительно опор вала );

 мм.

По ряду стандартных межосевых расстояний, ГОСТ 2185-66 (Приложение 3), принимаем  мм.

Нормальный модуль зацепления

 мм.

Из стандартного ряда модулей, ГОСТ 9563-80 (табл. Приложение 4), принимаем любое значение, например,  мм.

Ширина зубчатого венца колеса:

 мм.

Ширина зубчатого венца шестерни:

 мм.

Предварительный угол наклона зубьев   (принимаем из диапазона, рекомендуемого для цилиндрических косозубых передач  ).

Число зубьев шестерни (округляем до целого):

.

При числе зубьев  коэффициенты смещения  исходного контура .

Число зубьев колеса (округляем до целого):

.

Уточненное передаточное отношение:

.

Уточняем угол наклона зубьев:

.

2.3. Проверочный расчет на контактную выносливость

.

Уточняем коэффициенты нагрузки по формуле: .

Окружная скорость в зацеплении:

 м/с .

Для данной скорости для косозубых цилиндрических передач соответствует 9-я степень точности (табл. Приложение 5). Однако, учитывая, что рассматриваемая передача находится в закрытом редукторе, назначаем 8-ю степень точности. При этом находим значение  (табл. Приложение 6).

Для  начальный коэффициент нагрузки  (табл. Приложение 7). При этом коэффициент режима при постоянной нагрузке .

Значит, .

В зависимости от окружной скорости и степени точности выбираем значение коэффициента  (рис. Приложение 8).

В результате коэффициент нагрузки составит:

.

Определяем .

Для цилиндрических передач, изготовленных из стали  МПа^1/2.

.

Торцовый коэффициент перекрытия:

.

.

 МПа ;

 МПа .

Следовательно, условие контактной выносливости выполняется.

2.4. Проверочный расчет на изгибную выносливость

.

Уточняем коэффициенты нагрузки

.

Здесь .

Для режима при постоянной нагрузке

.

 (табл. Приложение 6).

.

Выбираем (табл. Приложение 9) (при коэффициенте смещения ) коэффициенты формы зубьев: для шестерни , для колеса . Они выбраны по эквивалентным числам зубьев.

 – коэффициент, учитывающий влияние многопарности зацепления на изгибную выносливость:

.

 – коэффициент, учитывающий наклонное расположение линий контакта:

,

где  – осевой коэффициент перекрытия.

Выявим менее прочные по изгибу зубья.

.

Так как , на изгибную прочность проверим менее прочные зубья колеса.

Проверим условие прочности:

 МПа .

Таким образом, условие изгибной выносливости выполняется.

2.5. Геометрический расчет

Делительные диаметры:

 мм;

 мм.

Диаметры вершины зубьев:

 мм;

 мм.

Диаметры впадин зубьев:

 мм;

 мм.

Постоянная хорда зуба:

 мм.

Высота до постоянной хорды зуба:

 мм.

2.6. Расчет сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении

 Н.

Радиальная сила в зацеплении

 Н.

Осевая сила в зацеплении

 Н.

3. Расчет клиноременной передачи 3.1. Проектный расчет

По номограмме (Приложение 10), выбираем сечение клинового ремня: для 729,75 об/мин и  7,69 кВт подходит ремень сечения С, основные параметры которого (Приложение 11): 19 мм, 22 мм;  14 мм, 230 мм²;  1800...10000 мм;  200 мм.

По стандартному ряду выбираем расчетный диаметр меньшего (ведущего) шкива так, чтобы  200 мм. Принимаем 236 мм.

Расчетный диаметр большего (ведомого) шкива

 мм,

округляем до ближайшего стандартного значения  560 мм.

Фактическое передаточное число клиноременной передачи с учетом упругого скольжения:

,

,

где 0,01 – коэффициент упругого скольжения для ремня с кордшнуром.

Отклонение фактического передаточного числа от принятого ранее 2,4* составляет

.

Для ременной передачи допустимо отклонение до 4%.

Определим граничные значения диапазона межосевых расстояний  и .

 мм,

 мм.

Принимаем значение .

Расчетная длина ремня

 мм.

округляем до ближайшего меньшего значения из стандартного ряда (Приложение 11).

Принимаем  2800 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

мм,

где

 мм,

 мм²,

Угол обхвата ремнем меньшего шкива

,

следовательно, условие  выполняется.

Угол между ветвями:

Скорость ремня:

 м/с,

что допускается.

Мощность, передаваемая одним ремнем:

 кВт,

где 8,7 кВт – номинальная мощность, передаваемая одним ремнем сечения С (Приложение 12);

0,95 – коэффициент угла обхвата (Приложение 13);

0,95 – коэффициент, учитывающий длину ремня (Приложение 14);

1,3 – коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (тяжелый двухсменный режим работы).

Число ремней в передаче

,

где  – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (Приложение 15). Предварительно принимаем значение , соответствующее .

,

принимаем . При  коэффициент  и число ремней уточняются.

Оценку долговечности передачи выполним путем сравнения расчетного числа пробегов ремней в секунду  с допустимым значением :

;

,

условие выполняется.

3.2. Проверочный расчет 3.2.1. Силы, действующие в ремнях

Сила предварительного натяжения ремней

 Н .

Так как передача без автоматического натяжения, то значение F₀ принимается в 1,5 раза выше 627 Н.

Окружная сила на шкивах:

 Н .

Сила натяжения, вызванная действием центробежных сил в ремнях на криволинейных участках:

 Н .

Суммарные силы натяжения в ведущей  и ведомой  ветвях ремней:

 Н ,

Н .

Сила давления ремней на валы:

Н .

3.2.2. Проверка прочности ремней по максимальным напряжениям

.

Здесь

– напряжение на прямолинейном участке ведущей ветви:

 МПа ;

– напряжение изгиба:

 МПа ;

– напряжение от центробежных сил:

 МПа ;

– допускаемое напряжение в клиновых ремнях.

 МПа .

Тогда

 МПа ,

следовательно, условие прочности выполняется.

3.2.3. Проверка долговечности ремней

Сопоставим расчетное число пробегов ремней в секунду  с допустимым значением :

;

,

условие выполняется.

Сделаем непосредственно проверку ремней на долговечность.

,

где  – предел усталости клинового ремня;

 – базовое число нагружения ремня в испытаниях на усталость;

;

 2 – коэффициент, учитывающий непостоянство внешней нагрузки;

2000 ч (для легкого режима работы);

, условие выполняется.

Список использованной литературы

1. Шевченко С.В. Детали машин. Расчеты, конструирование, задачи. – Луганск: изд. ВУГУ, 2000. – 488 с.

2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчет и проектирование деталей машин. В 2-х т. Т. 2. – Харьков: Основа, 1991. – 275 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 1985. – 416 с.

4. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. – М.: Высш. шк., 1991. – 432 с.

5. Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

6. Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. Д.Н. Решетова. – И.: Машинострение, 1988. – 370 с.

7. Цехнович Л.И., Петриченко И.П. Атлас конструкций редукторов. – К.: Выща шк., 1990. – 151 с.

8. Баласанян Р.А. Атлас деталей машин. – X.: Основа, 1996. – 256 с.

9. Артоболевский И.И. Теория механизмов и машин. – М.: Наука, 1988. – 640 с.

10. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцев и др. – 5-е изд. перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1984. – 560 с.

11. Прикладная механика: Для студентов втузов / Г.Б. Иосилевич, П.А. Лебедев, В.С. Стреляев. – М.: Машиностроение, 1985. – 576 с.

12. Прикладная механика / Под ред. К.И. Заблонского. Киев: Вища шк., 1979. – 280 с.

13. Расчет и конструирование механизмов приборов и вычислительных систем / Под ред. Ю.А. Дружинина. М.: Высш. шк., 1991. – 480 с.

Приложение 1

Ориентировочные значения КПД и передаточных чисел некоторых механизмов

Приложение 2

Электродвигатели асинхронные серии 4А

Приложение 3

Расчетная величина a_w округляется до ближайшего большего значения из стандартного ряда межосевых расстояний, ГОСТ 2185-66:

Приложение 4

Модуль зацепления нормальный, мм, ГОСТ 9563-80

Первый ряд является предпочтительным. Для редукторов допустимы также модули 1,6; 3,15; 6,3; 12,5 мм.

Приложение 5

Приложение 6

Коэффициенты динамической нагрузки ,

П p и м е ч а н и е.

Верхние значения для прямозубых передач, нижние – для косозубых и шевронных.

Приложение 7

Начальный коэффициент концентрации нагрузки

Приложение 8

Приложение 9

Для прямозубых передач выбирается в зависимости от чисел зубьев шестерни () –  и колеса () – , для косозубых и шевронных – от эквивалентных чисел зубьев шестерни () –  и колеса () – .

;         .

Коэффициент формы зубьев

(), ()	Коэффициенты смещения исходного контура ,
–0,5	–0,2	0	+0,2	+0,5	+0,8
10	-	-	-	-	-	2,96
12	-	-	-	-	3,55	3,08
14	-	-	-	4,05	3,56	3,14
16	-	-	4,47	3,99	3,57	3,17
17	-	-	4,3	3,97	3,58	3,21
20	-	-	4,12	3,9	3,59	3,25
25	-	4,39	3,96	3,81	3,6	3,33
30	4,67	4,14	3,85	3,75	3,61	3,37
40	4,24	3,9	3,75	3,68	3,62	3,44
50	4,02	3,83	3,73	3,66	3,62	3,48
60	3,93	3,82	3,73	3,68	3,63	3,52
80	3,89	3,81	3,74	-	-	-
100	3,87	3,8	3,75	-	-	-

П p и м е ч а н и е.

Если число зубьев колеса более 100, значение  принимать для  ( ,  ), равного 100.

Приложение 10

Кинематическая схема клиноременной передачи

и номограмма по выбору сечения ремней

Приложение 11

Основные параметры клиновых ремней, мм, ГОСТ 1284.1-89

П p и м е ч а н и я:

1. W – ширина большего основания ремня; W_p – расчётная ширина ремня; T – высота ремня; L_p –расчётная длина ремня; d_pmin – минимальный расчётный диаметр меньшего шкива. Вычисленное значение L_p округляется до ближайшего числа из ряда длин, мм:

400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800,

2000, 2240, 2500, 2800, 3150, 3550, 4000, 4500, 5000, 5600, 6300, 7100,

8000, 9000, 10000, 11200, 12500, 14000, 16000, 18000.

2. Угол клина ремня α  для всех сечений равен 40°.

Геометрические параметры сечения ремня

Приложение 12

Номинальная мощность P_o для одного ремня сечения С (кВт)

Приложение 13

Значения коэффициента

Приложение 14

Значения коэффициента

Приложение 15

Число ремней: Z=P/(P_p·C_z),

где P – передаваемая мощность на ведущем валу, кВт; C_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче (вводится при Z > 1).

Рекомендуется иметь в передаче Z≤6; (в крайнем случае допускается, чтобы Z_max = 8). При Z > 6 следует сделать повторный расчет для более крупного сечения клинового ремня, либо увеличить диаметры шкивов (с соответствующей корректировкой значений a, L_p). Поскольку C_z берётся при неизвестном Z, первоначальным значением C_z значением C_z приходится задаваться (можно рекомендовать на этом этапе принимать C_z = 0,9...0,95). После определения Z нужно проанализировать соответствие C_z и Z, и при необходимости сделать повторное вычисление Z.