Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

Детали записка Kp_26_1

.pdf
Скачиваний:
13
Добавлен:
01.04.2015
Размер:
893.73 Кб
Скачать

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

ОСНОВНЫЕ КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ

1.1Выбор электродвигателя

1.2Общее передаточное число и передаточные числа ступеней

1.3Частоты вращения валов

1.4Мощности, передаваемые валами

1.5Крутящие моменты, передаваемые валами

2.РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1Выбор материалов и определение допускаемых напряжений 2.2 Расчет межосевого расстояния, модуля и угла наклона зубьев

2.3Проверка зубьев по контактным напряжениям

2.4Проверка зубьев по напряжениям изгиба

2.5Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи 3 РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 4. КОНСТРУИРОВАНИЕ КОРПУСА И ВАЛОВ РЕДУКТОРА

4.1.Конструирование корпуса

4.2.Проектный расчет валов

4.3.Проверочный расчет тихоходного вала 4.4. Расчет вала на сопротивление усталости

5. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

6. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ТИХОХОДНОГО ВАЛА

7. ВЫБОР МУФТЫ

8. СМАЗЫВАНИЕ ПЕРЕДАЧ ЗАЦЕПЛЕНИЕМ

9. ТЕХНИКА БЕЗОПАСНОСТИ ЛИТЕРАТУРА

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подп. Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Разраб.

Баимов

 

 

Литера

Лист Листов

Пров.

Потемкина

 

Привод

К

 

 

 

 

 

 

 

винтового смесителя

 

ЧГАА

Кафедра ДМ

Н. контр.

 

 

 

 

 

 

Утв.

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

Целью данного курсового проекта был разработка привода для осуществления вращательного движения рабочего органа с мощностью и с определенной скоростью вращения.

Впроекте использованы электродвигатель, клиноременная передача, цилиндрический одноступенчатый редуктор, муфта и рабочий орган привода – винтовой смеситель.

Достоинствами цилиндрического одноступенчатого редуктора являются: 1) возможность передачи движения между параллельными осями; 2) высокий КПД.

Крутящий момент на редуктор передает клиноременная передача, достоинствами которой являются:

1) простота конструкции;

2) возможность снижения динамических нагрузок;

3) высокий КПД.

Вкачестве двигателя выбран асинхронный электродвигатель переменного тока, который серийно выпускается промышленностью.

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

3

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Рассчитать цилиндрическую зубчатую передачу привода (рисунок 1) и ременную передачу.

Исходные данные: мощность на выходном валу РIII = 221∙15,2/1000=3,36 кВт;

частота вращения выходного вала nIII = 15,2 ∙30/3,14=145,2 об/мин; работа в одну смену; режим нагрузки – переменный, Lh=1700 ч.

Ременная передача расположена под углом β=40.

Рисунок 1.1 – Кинематическая схема привода

1 – электродвигатель; 2 – ременная передача;

3 – редуктор; 4 – муфта; 5 – винтовой смеситель.

I – вал электродвигателя; II (1) – быстроходный вал редуктора;

III (2) – тихоходный вал редуктора

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

4

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

1.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. ОСНОВНЫЕ КИНЕМАТИЧЕСКИЕ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ПАРАМЕТРЫ

1.1Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя равна:

PI РIII ,

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

о

где о – коэффициент полезного действия (КПД) всего привода.

 

 

 

 

 

о

=

 

2,

 

 

 

 

 

 

рп

р

 

п

 

где рп КПД клиноременной передачи;

 

 

 

 

 

р КПД зубчатой передачи;

п КПД пары подшипников.

Среднее значение КПД передач и подшипников берется по [1, с.5]:

 

 

 

 

рп = 0,96; р = 0,97; п = 0,99.

 

 

 

 

РI =

 

3,36

 

 

= 3,7 кВт.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

0,96 0,97 0,992

 

 

В задании на курсовое проектирование момент на выходном валу задан в виде

графика нагрузки, который учитывает фактические условия работы привода. Рас-

смотрим, приведенный на рисунке 1.2 график нагрузки привода. Полагаем, что в

течение суток привод работает 6…7 часов, т. е. продолжительность его включе-

ния ПВ ≈ 30%; в течение года привод работает 255 дней и значит общее время

работы привода в год составит: Lh= 255*6,7≈ 1700 часов.

 

T

 

 

Ксут =0,3

 

 

Здесь: Т00∙ТH=1,6∙ТH;

 

0,004Lh

 

Кгод =0,7

 

 

Т11∙ТHH;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Т22∙ТH=0,7ТH;

T0

 

 

 

 

 

 

Т33∙ТH=0,6ТH;

 

T1

T2

 

 

 

t0=0,004∙1700 =6,8 часов;

 

 

T3

 

 

 

 

 

 

 

t1= γ1∙Lh=0,3∙1700 =510 часов;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

t

t2

t3

 

t

t2= γ2∙Lh=0,6∙1700 =1020 часов;

 

 

1

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Lh

 

 

 

 

t3= γ3∙Lh=0,1∙1700 =170 часов;

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1.2 - График нагрузки привода:

Lh=1700 часов.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

Изм. Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

5

За это время в пусковом режиме двигатель работает 0,4% времени на моменте Т 0,

который составляет 1,6 от номинала. На моменте Т1

привод работает 30% време-

ни; на моменте Т2 -60% времени и на моменте Т3 -10% времени. Анализ графика

показывает, если выбрать двигатель по номинальной мощности, то он будет не-

догружен во время работы, но одновременно он будет и перегружен во время пус-

ков в работу. У электродвигателей и в каталоге даѐтся соотношение пускового мо-

мента к номинальному, которое в нашем случае должно быть не менее 1,6. Что ка-

сается номинальной мощности двигателя, то еѐ на первом этапе следует подсчи-

тать по формулам через эквивалентный момент с учѐтом графика нагрузки.

 

 

Тэкв= 3

(T03t0 T13t1

T23t2

T33t3 ....Tn3tn ) / t

Для нашего конкретного случая:

 

 

Т

экв.

= 3 [ 1,6T

3 6,8 T 3 510 0,7T 3 1020 0,6T 3

170]/1700 0,82T .

 

H

 

H

H

H

H

и требуемая эквивалентная мощность:

Рдв экв = Рдв ∙0,82= 3,7∙0,82=3,04 кВт.

По требуемой мощности и синхронной частоте (на начальном этапе проекти-

рования выбирается 1500 об/мин) выбираем электродвигатель 4А100L4У3,

мощность которого Рд = 4,0 кВт, скольжение s = 4,7% [1].

 

 

 

Рисунок 1.3 –Электродвигатель 4А100L4У3

 

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

Изм. Лист

 

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

6

1.2 Общее передаточное число и передаточные числа ступеней

Общее передаточное число равно:

uo

nI

.

 

 

 

nIII

С учетом скольжения частота вращения вала электродвигателя равна nI = nc (1 - s) = 1500 (1 – 0,047) =1430 об/мин;

uo = 145,21430 = 9,85.

Передаточное число зубчатой передачи принимается по ГОСТ 2186 [1]: u2 = 4,

тогда передаточное число ременной передачи равно: u1

=

u o

=

9,85

= 1,97.

u

2

5

 

 

 

 

1.3 Частоты вращения валов

Рассчитываются частоты вращения валов: nI = 1430 об/мин;

n

=

 

n I

=

1430

= 725,9 об/мин;

n =

nII

=

725,0

= 145,2 об/мин.

 

 

 

 

 

 

 

 

II

 

 

u1

 

1,97

 

III

 

u

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1.4

 

Мощности, передаваемые валами

 

 

 

 

 

Рассчитываются передаваемые валами мощности: РI = 3,7 кВт;

РII

= РI рп р= 3,7 0,96= 3,55 кВт;

РIII =3,55 0,97 0,992= 3,4 кВт.

1.5 Крутящие моменты, передаваемые валами

Расчет моментов проводится по известной формуле: T 9550 Pn .

ТI = ТДВ = 9550

 

3,7

 

= 24,7 Н.м;

1430

 

 

 

 

ТII = 9550

3,55

 

 

= 46,7 Н.м;

 

 

 

725,9

 

 

 

 

 

 

 

3,4

 

.

ТIII = Т2 = 9550

 

 

= 223 Н м.

145,2

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

7

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

2 РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

На рисунке 2.1 представлена схема передачи редуктора. Индексы при обозначении расчетных параметров будут: 1 для шестерни и 2 – для колеса.

2

 

 

аW

1

bW

Рисунок 2.1 – Схема зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Выбор материалов шестерни и колеса

Используются рекомендации [1].

Выбирается: для шестерни – Сталь 45 (улучшение); для колеса – Сталь 45 (нормализация).

Таблица 1 – Параметры выбранных сталей для рассчитываемой передачи

Рассчиты-

Марка

Термическая

 

Предел

 

 

Предел

Твердость

ваемая

стали

обработка

 

прочности

 

 

текучести

по Бринеллю

деталь

 

 

 

в, МПа

 

 

т, МПа

НВ, МПа

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Шестерня

Сталь 45

Улучшение

 

570

 

 

290

 

190

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Колесо

Сталь 45

Нормализация

 

470

 

 

235

 

165

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определение допускаемых контактных напряжений

 

Для расчета используется формула:

Н

Н lim b

K HL ,

 

 

 

 

 

 

 

 

SH

 

 

где Н lim b – предел контактной выносливости при базовом числе циклов,Н lim b = 2 HB + 70;

[SH] – коэффициент безопасности, для нормализованной или улучшенной стали [SH] = 1,15;

KHL – коэффициент долговечности, KHL = 1 (типичный случай).

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

8

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

циклов,

Для материала шестерни: Н lim b 1 = 2 . 190 + 70 = 450 МПа;

[Н1] = 450 / 1,15 = 391 МПа.

Для материала колеса: Н lim b 2 = 2 . 165 + 70 = 400 МПа;

[Н2] = 400 / 1,15 = 348 МПа.

При расчете прямозубых передач допускаемое контактное напряжение [ Н]

принимается минимальным из двух значений: min([Н1], [Н2]).

Выбирается наименьшее из полученных значений [ Н] = 348 МПа.

o

Допускаемые напряжения изгиба: F F lim b ,

SF

где oF lim b – предел выносливости зубьев при изгибе при базовом числеoF lim b = 1,8 HB; [SF]– коэффициент безопасности. [SF] = SF SF,

где SF – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала,

SF = 1,75–нормализация, улучшение или закалка ТВЧ; SF = 1,8–объемная закалка;

SF – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки; для поковок и штамповок SF=1; для проката SF =1,15; для литых заготовок SF= 1,3.

Для материала шестерни: oF lim b 1 = 1,8 . 190 = 342 МПа;

342

[F1] = 1,75 1 = 195 МПа.

Для материала колеса: oF lim b 2 = 1,8 . 165 = 297 МПа;

[ ] =

297

 

= 170 МПа.

F2

1,75

1

 

 

 

2.2 Расчет межосевого расстояния, модуля и угла наклона зубьев Определение расчетного крутящего момента на колесе: Т= Т2 KH , где Т2 = ТIII = 223 Нм; KН к = KН – для прямозубых.

KН – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимается в зависимости от коэффициента ширины зуба bd :

bd

ba

u 1

, где – коэффициент ширины зуба по межосевому рас-

2

 

 

 

 

 

стоянию. При проектировании следует принимать: 0,25; 0,315; 0,4; 0,5.

Для колес повышенной твердости рекомендуется меньшее значение;

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

9

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

u – передаточное число редуктора, u = u2.

 

Принимаем: = 0,25;

тогда bd =

 

0,25 (4 1)

0,625.

2

 

 

 

По таблице определим

KН = 1,02

при НВ 350.

Учитывая действие ременной передачи примем: KН = 1,4. Ориентировочно рассчитываем величину межосевого расстояния:

aw C(u 1)3

 

 

T2 K H

 

 

,

 

ba

u 2

H

2

 

 

 

 

 

 

 

где С = 49,5 – для прямозубых передач, С = 43 – для косозубых передач.

а = 49,5 (5 1) 3

 

223 103 1,4

 

221 мм,

0,25 52

3482

 

W

 

 

аW округляется до ближайшего стандартного значения [1]: аW = 250 мм.

Нормальный модуль зацепления: mn = (0,01…0,02) аW= (2,5…5,0) мм.

По ГОСТ 9563-60 принимается mn = 4 мм. Следует отметить, что для силовых передач mn< 2 мм рекомендуется не применять.

Передача прямозубая следовательно = 0о. Определяется число зубьев шес-

 

 

 

2а

w

сos

 

2 250 cos 0o

терни и колеса:

z1

 

 

 

 

20,8 .

(u 1)mn

 

 

 

 

 

(5 1) 4

Принимается z1 = 21, тогда z2 = z1u= 21 5 = 104, тогда u=104/21=4,95.

Диаметры делительной окружности и ширина шестерни и колеса

d1

mn z1

=

4 21

84 мм; d2

 

mn z2

=

4 104

416 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

cos

 

 

 

 

 

 

1

 

 

 

cos

1

 

 

 

 

 

Ширина колеса и шестерни: b

2

=

∙а

= 0,25.250 = 62,5 мм; b

1

= b

2

+ (3…5).

 

 

 

 

 

 

 

 

bа W

 

 

 

 

 

Значения ширины колес должны быть равны величинам, взятым из ряда ли-

нейных размеров: b2 = 60 мм; b1 = 65 мм.

 

 

 

 

 

 

 

Диаметры окружностей вершин и окружностей впадин:

 

 

 

 

da1 = d1 + 2mn = 84+ 2 . 4 = 92 мм;

 

da2

= d2 + 2mn = 416 + 2.4 = 424 мм;

 

 

df1 = d1 –2,5mn =84–2,5 . 4=74 мм;

 

df2

= d2–2,5mn=416–2,5.4=406 мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

 

 

 

 

 

 

10

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

Фактическая окружная скорость. Окружная скорость шестерни и колеса одина-

кова и зависит от делительного диаметра и числа оборотов в минуту шестерни.

 

 

 

 

d1n1

 

 

3,14 84

725,9

 

 

 

 

 

 

V 60 1000 ;

V =

 

= 3,2 м/с.

 

 

 

 

 

 

 

60 1000

 

 

 

 

 

2.3 Проверка зубьев по контактным напряжениям

 

 

 

 

 

Принимается 8-я степень точности колес.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Н

К

а

T K

H

(u 1)3

H ,

Используется условие прочности:

 

2

 

 

аw

 

b

2 u 2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

где

Ка = 310 для прямозубых, Ка = 270 для косозубых колес.

 

 

 

 

 

 

КН = KH KH KHV,

 

 

 

 

 

где KH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

между зубьями; для прямозубых колес KH = 1,

 

 

 

 

 

 

KH – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по

ширине венца;

KH =1,1 при твердости зубьев НВ 350 ;

 

 

 

KHV – коэффициент, учитывающий окружную скорость колес V;

 

для прямозубых колес KHV = 1,1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

=

310

223 103

1,0 1,1 1,1 (4,95 1)3

= 243,8 МПа< [ ] = 348 МПа.

250

 

60 4,952

 

 

Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Н

 

В данном примере недогрузка определится как

 

 

 

 

 

 

 

 

 

(348–243,8)/348 = 0,299 = 29,9%.

 

Недогрузка рекомендуется не более 15%.

 

 

 

 

 

 

 

 

Перегрузка зубьев более чем на 5% недопустима. Получив перегрузку более

5%, следует изменить ширину колес b1

и b2, или взять другое межосевое расстояние

аw, или выбрать более прочный материал и термообработку.

 

Принимаем: b2 = 40 мм; b1 = 45 мм, тогда

 

 

 

 

 

 

 

 

 

=

310

223 103

1,0 1,1 1,1 (4,95 1)3

= 298,6 МПа< [ ] = 348 МПа.

250

 

40 4,952

 

 

Н

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Н

 

И недогрузка определится как: (348–298,6)/348 = 0,14 = 14%.

 

Условие прочности выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Лист

 

 

 

 

 

 

ДМ.РПВС.26.01.00.000 ПЗ

Изм. Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11