Готовая курсовая работа

4.1. Определение реакций опор валов и построение эпюр изгибающих моментов



В качестве модели червячного вала используют балку на двух опорах, из которых правая опора шарнирно-подвижная, а левая опора шарнирно- неподвиж-ная. На входной участок червячного вала через втулочно-пальцевую муфту пере-даётся крутящий момент ТМ1 и действует сила FМ, возникающая из-за неточности монтажа. Для входных и выходных валов одноступенчатых редукторов принима-ется значение силы FМ  125 ТМ , где ТМ – момент, передаваемый муфтой в Нм. Примем также, что плечо силы FМ1 равно l3 .

Силы, действующие в червячном зацеплении, используя соотношения:



Ft1 = Fa2 = 2Т1/d1 = 2* 44,35 / 64*10-3 = 1386 Н

Ft2 = Fa1= 2Т2/d2 = 2* 816 /184*10-3 = 8870 Н

Fr1 = Fr2 = Ft2 tg = 8870 * tg 20° = 3228 Н

FМ  125 .

Для червячного вала FМ = 125 = 125 = 837 Н

Для выходного вала FМ = 125 = 125 = 3553 Н



2. Принятая модель вала статически определима. Поэтому все реакции опор валов можно вычислит, используя уравнения равновесия: М i= 0 и F i= 0.

Рассматривают равновесие сил и моментов, действующих на балку в плос-кости x0y и плоскости x0z . Из условия равенства нулю моментов сил относи-тельно точек A и В в плоскости x0y определяют составляющие реакций опор в этой плоскости, а именно, Ay и Вy. Проверку выполняют по условию, что сумма проекций всех сил на ось y равна нулю.

Реакции опор:

в плоскости XZ:

=(1386*100+837*86)/200 = 1052,9 H



=(837*286-1386*100)/200 = 503,9 H

Проверка:

503,9+1386-1052,9-837 = 0,0

Реакции опор в плоскости XZ определены верно

в плоскости YZ:

=(3228*100-8870*64/2)/200 = 194,8 Н



=(3228*100+8870*64/2)/200 = 3033,2 Н

Проверка:

-194,8 + 3228 – 3033,2 = 0,0

Реакции опор в плоскости YZ определены верно

Суммарные реакции:









Рис. 3. Эпюры моментов для червячного вала



4.2. Проверочный расчёт валов на прочность 1, с.298-301; 2. с.161-175



Проверочный расчёт вала на прочность выполняется для наиболее нагру-женных сечений и сечений с высокой концентрацией напряжений (галтели, шпо-ночные пазы, шлицы, выточки, отверстия).

Нормативный коэффициент запаса по усталостной прочности [s] принима-ется в зависимости от типа машины, требований к безопасности работы и приня-той расчётной схемы. Обычно принимается значение [s] не менее 1,5 ...2,5. В на-шем случае принимаем [s] = 2,5

Цикл нормальных переменных напряжений принимается симметричным, а цикл касательных напряжений – отнулевым (если не известен действительный характер изменения касательных напряжений):

m= 0, a= М/ Wизг  М/(0,1d 3),

a = m = 0,5Т/ WР  0,5Т/(0,2d 3),

где М = (Мz2 + Мy2)1/2 - суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении;

Т – крутящий момент;

d –наименьший диаметр в зоне перехода от одного сечения к другому.

В качестве материала червячных валов обычно применяются улучшаемые стали с содержанием углерода не менее 0,40% с поверхностной закалкой витков червяка на твёрдость HRC  45 (при скорости скольжения более 5 м/с) или без по-верхностной закалки (допускается при скорости скольжения менее 5 м/с).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с допускаемыми значениями [s].Прочность соблюдена при .

Материал вала — сталь 45 улучшенная.

По таблице 3.3 [2]

Пределы выносливости:





Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночного паза.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям изгиба



Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям



По таблице 8.5 [2] принимаем ;

По таблице 8.8 [2] принимаем ;

Момент сопротивления кручению по таблице 8.5 [2]:



при d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм



Момент сопротивления изгибу:



При d=32 мм; b=10 мм; t1=5 мм



М = = 22,63 * 103 Н мм.

Амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:



Амплитуда нормальных напряжений:

,

Составляющая постоянных напряжений:



тогда





Результирующий коэффициент запаса прочности



Условие прочности выполнено по наиболее опасному сечению





4.3. Упрощённый расчёт шпонок 1, с.87-90



Упрощённый расчёт шпонок выполняется по формуле

см = 4T / (hlр d)  [см],

где T – крутящий момент, передаваемый через шпоночное соединение;

d – диаметр вала; h– полная высота шпонки;

lр– рабочая длина шпонки, равная (l – b), здесь l – полной длине шпон-ки, b – ширина шпонки.

Допускаемое напряжение [см] для шпонок, изготовленных из сталей в 500 МПа, при переходных посадках «ступица – вал» равно [см]= 80 ... 150 МПа; при посадках с натягом - [см]= 110 ... 200 МПа.

Для редуктора приняты следующие шпонки:

работы



1. Выбор электродвигателя и энергокинематический расчёт привода …………..5

2. Расчёт червячной передачи ……………………………………………………….8

3. Разработка эскиза червячного редуктора………………………………………..12

4. Расчёт червячного вала ………………………………………………………… 20

5. Расчёт подшипников …………………………………………………………… 27





1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И ЭНЕРГОКИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАС-ЧЁТ ПРИВОДА



Задача данного этапа проектирование – определение требуемой мощности и выбор серийного асинхронного двигателя, определение передаточного отношения редуктора и оценка моментов сил на входном и выходном валах редуктора.

Вал электродвигателя (рис.1) соединен с входным валом редуктора с по-мощью втулочно-пальцевой муфты (1), а выходной вал редуктора с валом испол-нительного механизма – с помощью зубчатой муфты (2).



Вал червяка

Червяк Червячное колесо

Муфта 1











Муфта 2 Вал червячного

колеса





.

1.1. Определение мощности, передаваемой исполнительному механизму (ИМ):

Р им = Тим  им, где  им =  n им / 30.

 им = 3,14*65/30 = 6,8 рад/с

Р им = 800*6,8 = 5440 Вт = 5,44 кВт

1.2. Определение расчётной мощности электродвигателя Рэд-р производится на основе оценки коэффициента полезного действия (КПД) механической части привода пр [2, с.4-6]:

Рэд-р = Рим / пр,

КПД привода определяется с учётом потерь мощности в каждой из элемен-тов кинематической схемы механической части привода:

пр = 2м 2п чп,

где  м учитывает потери в муфте, принимается  м  0,99;

п учитывает потери суммарно в обеих опорах каждого вала; для вала на подшипниках качения п  0,98 ...0,995;

чп – КПД червячной передачи 1, с. 205 зависит от числа заходов червяка z1; для предварительного расчёта мощности привода принимается

при z1= 1 КПД чп= 0,70 ... 0,75;

при z1= 2 КПД чп= 0,75 ... 0,82;

при z1= 4 КПД чп= 0,87 ... 0,92.

Число заходов червяка принимается в зависимости от передаточного отно-шения червячной пары i чп, которое (до выбора двигателя) можно предварительно оценить по отношению i чп  nc/nим.

i чп =1500/65 = 23,08

Рекомендуется назначать число заходов червяка при z1 = 4 при i чп = 8 ... 15; z1 = 2 при i чп = 15 ... 30; z1 = 1 при i чп  30 1, с.201.

Принимаем z1 = 2



1.3. Асинхронный электродвигатель выбирается исходя из условия, что пас-портная мощность Рэд превышает расчётную мощность электродвигателя Рэд-р:

Рэд  Рэд – р.

Принимаем двигатель





1.4. Определение передаточного отношения червячной передачи

i чп = nэд/nим ,

где nэд – частота вращения вала ЭД; если указаны только синхронная ско-рость nс и скольжение s (в процентах!), то nэд = nс (1 – 0,01s).

nэд = 1500 * (1-0,01*3) = 1455 мин-1

1.5. Уточняется (с учётом рекомендации в п.2) число заходов червяка со-гласно новому значению передаточного отношения редуктора

i чп = nэд/nим .

i чп = 1455 /65 = 23,1

Назначается число зубьев червячного колеса

z2 = i чп z1 = 23,1 * 2 = 46,2.

Принимаем z2 = 46  28.

Определяем окончательно значение i чп

i чп= z2/z1= 46/2 = 23

1.6. Определение значений крутящих моментов

- момента передаваемого с выходного вала червячного редуктора зубчатой муфте;

ТМ2 = Тим / м = 800/0,99 = 808 Н

- момента, передаваемого червячному колесу;

T2 =ТМ2/ п = 808/0,99 = 816 Н

- момента, передаваемого червяку;

T1 = T2/(i чп чп ) = 816/(23*0,8) = 44,35,

- момента передаваемого втулочно-пальцевой муфте

ТМ1 = Т1 / п = 44,35 / 0,99 = 44,80 ;

- момента на валу ЭД

Тэд = ТМ1/ м = 44,8 / 0,99 = 45,25







2. РАСЧЁТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ



2.1. Проектировочный расчёт червячной передачи



2.1.1. Предварительная оценка скорости скольжения в зацеплении;

vS-О = (2...3) dэл n1 /60 = 2*3,14*0,038*1455/60 = 5,787 м/с

где dэл — диаметр вала электродвигателя

2.2.2. Выбор марки материала червячного колеса и твёрдости поверхности витков червяка зависит в основном значением скорости скольжения в зацеплении vS .

– при vS  6 м/с применяют безоловянные бронзы;

Выбираем материалом червячного колеса бронзу БрА9ЖЗЛ, для которой H  = 150 МПа.

2.2.3. Определение коэффициента режима КHL. Для алюминиевых бронз КHL=1.

2.2.4. Определение допускаемого напряжения:

Допускаемое напряжение определяют по формуле

H  = H КHL,

где H  - допускаемое напряжение при базовом числе циклов перемен контакт-ных; значение H  зависит от марки материала червячного колеса, способа от-ливки и твёрдости HRC поверхности витков червяка (таблица 2);

КHL - коэффициент долговечности.

Для безоловянных бронз КHL =1

H  = 150 * 1 * 150 МПа

2.2.5. Назначаем стандартное значение q с учётом требования

q/z2 = 0,22 ..0,4

Предварительный выбор обеспечивает

q/z2 = 16/46 = 0,35.

Условие выполняется

Определяем межосевое расстояние aW по формуле

= 0,625*1,35 =201 мм

Принимаем стандартное значение aW =125 мм

2.2.6. Определение расчётного значения модуля

m = 2 aW / (q + z2 ) = 2*125/ (16+46) = 4,03

Принимаем модуль m = 4

Определение делительного диаметра

червяка :

d1= q m = 16*4 = 64,

червячного колеса

d2 = z2m = 46*4 =184

угла подъёма

 = 7,116° (7°07’)

2.2.7. Определение коэффициента смещения червячной передачи при при-нятых стандартных значениях её параметров:

x = aW / m – 0,5 (q + z2 ) = 125/4-0,5*(16+46) = 0,25

2.2.8. Условие неподрезания выполняется, если коэффициент x лежит в диа-пазоне значений от -1 до +1. расчет показывает, что данное условие выполняется.

2.2.9. Определение скорости скольжения в зацеплении

vS = v1 / cos = d1 n1 / (60 cos )

vS = 3,14*64*10-3*1455 /(60 cos 7,116°) = 4,91 м/c

Условие vS  vS-О можно считать выполненным

Условие прочности по контактным напряжениям записывается в форме

Условие контактной прочности при расчёте червячной передачи записы-вают следующим образом:

H =  H ,

где КН - коэффициент расчётной нагрузки, учитывает повышение нагрузки из-за неточности передачи;

Т2 – момент, передаваемый червячному колесу;

 - угол подъёма винтовой линии червяка;

tg = z1/q ,

где q – коэффициент делительного диаметра червяка q = d1/ m;

По табл. 1 предварительно принимаем значение q = 16, для которого;

 =7°7’ = 7,116°

 - торцовый коэффициент перекрытия; обычно  = 1,8 ...2,2; при =20о и смещении х = 0

 = ( 0,03 z22 + z2 + 1 – 0,17 z2 + 2,9) / 2,95;

= 1,89

2 - угол обхвата червяка;

- коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии из-за неполного соприкосновения зубьев колеса и червяка по дуге обхвата;

Для проектировочного расчёта соотношение (2.1) решается относительно d2, заменяя d1= qm = q d2/z2 и принимая =20о; КН  1,1;  =10о; 2 = 100о=1,75 рад;  = 0,75:

H =1,18 =113,8 МПа

H  = 150 МПа

Условие H

1. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. Для студентов втузов. М.: Высш. шк., 1998. – 383 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 1988. – 416 с.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. М.: Высш.шк.,1998. –447 с.

4. Комков В.Н. Основы расчётов на прочность деталей машин: Учеб. по-собие. Л.: ЛПИ, 1988. – 92 с.

5. Жуков В.А., Михайлов Ю.К. Механика. Основы расчёта и проектирова-ния деталей машин: Учеб. пособие. СПб.: Изд-во Политехн. ун-та, 2006. с. 380