Курсовая работа: Проектирование привода

Курсовая работа: Проектирование привода

Содержание

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

1.3 Определение общего передаточного числа

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

1.11 Выбор муфт

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

1.13 Сборка редуктора

Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103),

где

Ft - 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

nобщ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

nобщ=nм1*nб*nт *nм2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

nм1=0,98 - КПД муфты 1

nб=0,98 - КПД быстроходной ступени

nтих=0,98 - КПД тихоходной ступени

nм2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2

P’эл. дв = (10000*0.65) / (103 *0.91) = 7.1 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора nэл. дв=1000 об/мин и необходимой мощности

P’эл. дв=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: nэл. дв=727 мин -1, Рэл. дв=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

nвых = (6*104 *V) / (p*z) = (6*104 *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин - 1, где

V - 0.65м/с - скорость цепи

p - шаг звездочки

z - число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Рпр = (Ft * V) /*103=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

Ft - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

Uт=4,4

Uб=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р	n	Т
Р1=P’эл. дв. *nм1=7.5*0,98= 7,35 кВт	n1=nэл. дв. =727 мин -1	Т1=9550*Р1/n1= 9550*7.35/727=95,5 Нм
Р2=Р1*nбыстр=7,35*0,98= =7,2 кВт	n2=n1/Uбыстр=727/4,8= =151 мин - 1	Т2=9550*Р2/n2= 9550*7,2/151=477,5 Нм
Р3=Р2*nпр=7,2*0,98= =7,05 кВт	n3=n2/Uпр=151/4,4= =34 мин - 1	Т3=9550*Р3/n3=9550*7,05/34=1980 Нм
Р4=Р3*nт=7,05*0,98=6,91	n4= n3 =34 мин - 1	Т4=9550*Р4/n4=9550*6,91/34=1940 Нм

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Колесо Z2	Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа	Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ НRC=48…53 НRC1ср=50,5 σ T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения КЕ.

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

КFЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,25 КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25 КFЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

NG - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

NHG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис.4.3 [1])

NFG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106 NFG2=4*106

NHG1=100*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t∑=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*24000*151=217,4*106 t∑ - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =217,4*106*4,8=1043,7*106 N∑2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,25*217.4*106=54,4*106

NНЕ1=КНЕ1*N∑1= 0,25*1044*106=261*106

Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:

NНЕ2=54,4*106>NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=NHG2=20*106

NНЕ1=261*106>NHG1=100*106 Принимаем NHЕ1=NHG1=100*106

 Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,14*217.4*106= =30.4*106

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,1*1044*106= =104,4*106

Сравним полученные значения NFЕ с табличным значением NFG:

NFЕ2=30,4*10>NFG2=4*106

NFЕ1=104,4*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σН] max и [σF] max - предельные допускаемые напряжения

σт - предел текучести материала

[σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

[σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа [σF] max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σН] = [σ0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [σН] max, где

[σ0] Н - длительный предел контактной выносливости

[σН] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σН] max - предельное допускаемое контактное напряжение

[σ0] Н2= (2*НВср+70) /SH [σ0] Н1= (17*НRCпов) /SH

 

[σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа SH2=1.1 [σ] Н2=582 Мпа

[σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа SH2=1.2 [σ] Н1=882 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σН= ([σ] Н2+ [σ] Н1) *0.45=659Мпа, σН=1.23 [σ] Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[σ] Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] F= [σ0] F* (4*106/ NFЕ) 1/9< [σ] Fmax, где [σ0] F=σ0F/SF

σ0F - длительный предел контактной выносливости, SF - коэффициент безопасности, [σ] F - допускаемое контактное напряжение, [σ] Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа SF2=1,75 [σ0] F2=σ0F2/SF2= =513/1,75=293МПа

σ0F1=550МПа SF1=1,75 [σ0] F1=σ0F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[σ] F2= (4*106/4*106) 1/6*293= =293 МПа< [σ] Fmax=780Мпа

[σ] F1= (4*106/4*106) 1/6*314= =314 МПа< [σ] Fmax=1430Мпа

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

КН=КНβ*КНσ

При расчете на изгибную выносливость

КF=КFβ*КFυ,

Где КНβ и КFβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, КНυ и КFυ - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение Кβ определяется из выражения:

Кβ= Кβо (1-х) +х, где КНβо = 1 и КFβo=1

Ψa=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U’ = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

КНβ=КНβо=1,КFβ=КFβo=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки Кυ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n1/су* (T2/U2 * Ψa) 1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) 1/3=1,9м/с, где

n1=727 мин -1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T2 - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

КНυ=1,02 и КFυ=1.06

КН=1*1.02=1.02

КF=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса

U’ - заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α’ округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b2= Ψa*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b1=b2+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m’n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1.5/35) =9,55o

Z’Σ=Z2+Z1=2*a*cos βmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

ZΣ=184, Cosβ= ZΣ*mn/2a=184*1.5/2*140=0.9857

β=9,6>9,55=βmin

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.

Z’1=Z Σ/U’+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z1=30

Z2= Z Σ - Z 1=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z 2/ Z 1=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, KFα=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), YF2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv.

Zv2=Z2/cos3β=154/cos39,6=160

Y β - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y β = 1- (β/140) =1-0,072=0,931, b2 - рабочая ширина колеса, mn – модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [σ] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [σ] F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

σF1= σF2*YF1/ YF2< [σ] F1, где

σF2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ] F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σF1=222*3,4/3,61=209МПа < [σ] F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d1=mn/cos β*Z1=1,5/0,986*30=45,6 мм

d2=mn/cos β*Z2=1,5/0,986*154=234,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d2+ d1=2а

45,6+234,4=2*140=250 - верно

Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:

dа1= d1+2 mn=45,6+1,5*2=48,6мм

dа2= d2+2 mn=237,4мм

df1= d1-2,5mn=45,6+2,5*1,5=41,85мм

df4= d2-2,5 mn=234,4-2,5*1,5=230,65мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработки заготовок.

Шестерни проверяем по значениям D, а колеса по S.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

D=da1+6=54,6 мм < D=125 мм

Толщина сечения обода колеса:

S=8m=8*1,5=12 мм < S=80 мм, следовательно требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработки заготовки.

Силы действующие на валы зубчатых колес.

Окружная сила:

Ft=2T2*103/d2=2*477,5*1000/234,4=4074H

Радиальная сила:

FR= Ft*tgαn/cosβ=4074*tg20o/cos9,6o=1482,5Н

Осевая сила: Fa= Fttgβ=4074* tg9,6=684Н

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

Таблица 4.

Страницы: 1, 2