Материал: Привод технологической машины

Привод технологической машины

Федеральное Государственное Автономное Образовательное Учреждение

Высшего Профессионального Образования

«Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовая работа

      Привод технологической машины

Студент Михайлов А.А.

Группа Мт-230901

Руководитель Зиомковский В.М.

Екатеринбург 2015 г.

Введение

В данной курсовой работе проектируется косозубый цилиндрический горизонтальный одноступенчатый редуктор.

Редуктором называют особый механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Он служит для передачи вращения от вала двигателя к валу исполнительного механизма. Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором размещены элементы передачи: подшипники, валы, зубчатые колёса.

1.      Выбор электродвигателя и расчет основних параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

Где P - Мощность на ведомом валу;

η0 - Общий КПД привода.

η0 = ηзп · ηрп·η2пп·ηм

где ηзп - КПД зубчатой передачи;

ηрп - КПД ременной передачи;

ηпп - КПД одной пары подшипников.

- КПД муфты.

0 = 0.98 · 0.96 · 0.992  0,99 =0.913

По требуемой мощности выбираем электродвигатель. Электродвигатель подбирается с ближайшей большей мощностью, а так же учитывая, что отношение синхронной частоты вращения электродвигателя к частоте вращения на ведомом валу не должна превышать 16.

Принимаю двигатель 132М6, мощностью 7.5 кВт и частотой вращения 1000 об/мин и коэффициентом скольжением S=3,2%.

Частота вращения вала электродвигателя(ведущий вал).

n1 = nс · (1 -)=1000 · (1 - )= 968 об/мин

.1 Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам

Передаточное число зубчатой передачи рекомендуется выбирать из диапазона 2,5<u<4. ГОСТ 2185-66 .

Принимаю передаточное число зубчатой передачи u =4 (номинальное передаточное число). Тогда Передаточное число ременной передачи

Общее передаточное число привода: uоб =  =

Частоты вращения валов (отсчет валов начинается с электродвигателя).

n1 = 968 об/мин= n1/ = 968/3.72=260.22 об/мин= n2/ = 260.22/4=65.05 об/мин

Мощности, передаваемые валами.

Р2 = Р1 · ηрп · ηпп = 7.12 · 0.96 · 0,99 = 6.77кВт

Р3 = Р2 · ηрп · ηпп·ηм = 6.77 · 0,98 · 0,99·0,99 = 6.5 кВт

Моменты на валах

Тi = 9550·

2.      Расчет зубчатой передачи

подшипник шпонка вал зубчатый

2.1 Подбор материала

Для выбора материала необходимо определить наружный диаметр заготовки Dm и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колесаSm . При передаточном числе зубчатой передачи  .Для этого воспользуемся формулами

= Km ·

где Т2 - крутящий момент на шестерне Н*м;

U - передаточное число зубчатой передачи;

km - коэффициент, учитывающий вид передачи (для косозубой передачи km = 20).

Sm = 1.2 · (1 + U) · = 20 · мм= 1.2 · (1+4) ·  = 23.76мм

Ориентировочный диаметр заготовки зубчатого колеса:

Выбор стали изготовления для зубчатой передачи шестерни и колеса.

Сталь 45, термообработка - улучшение

Твердость поверхности зубьев:

Шестерня 269-302 HB

Колесо 235-262 HB

Определение средних значений твердости поверхности зуба

2.2 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения: для их определения воспользуемся зависимостью. J=1-вал-шестерня,J=2- вал колесо.

ϬРНi =

Где σHlimj - предел контактной выносливости для j вала;- коэффициент долговечности;- коэффициент безопасности.

σHlim1 = 2НВ1+ 70 = 641 МПа

σHlim2 = 2НВ2+70= 567 МПа

Коэффициенты определим из таблицы 2.1. для термообработки улучшение, нормализация они будут иметь значения:

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

Где NHO - базовое число циклов напряжений;- эквивалентное число циклов напряжений.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений.Базовое число циклов напряжений известно из характеристик материала NHO1 = 23.5·106, NHO2 = 16.8·106 (табл. 1.1) . Эквивалентное число циклов можно определить по формуле:

= µh · N∑

Где µh - коэффициент эквивалентности определяемый по режиму работы из таблицы 3.1 (для легкого µh = 0.125);Σ - суммарное число циклов напряжений за весь срок службы.

∑i = 60 · n · c · th

Где n - частота вращения;

с - число зацеплений за один оборот колеса.с=1;- суммарное время работы передачи в часах.

= 365· L· 24· Kг· Кс· ПВ

где ПВ = 0.01ПВ% = 0.01 · 15 = 0.15 -относительная продолжительность включения.

L - срок службы 10 лет;

Кг - Коэффициент использования привода в течение года. Кг =0,8

Кс-Коэффициент использования привода в течение суток. Кс=0,5= 365 · 10 · 24 · 0.8 · 0.5 · 0.15 = 5256 ч∑1 = 60 · 968· 1 · 5256 = 3.05*

 = 0.125 · = 38.13= 0.125 · 7.62= 9.53

Поскольку

Примем

определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

ϬНРmin=ϬHP2= 520.61МПа

ϬHP = 0.45·(ϬНР1 + ϬНР2)=496.5ϬНРmin

Где ϬHP| = 1,23 ·1,23·520.61=640.35 МПа

2.3 Расчет допускаемых напряжений на изгиб

где σFlim - предел изгибной выносливости зуба;коэффициент безопасности;- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;- коэффициент долговечности.

Предел изгибной выносливости зубьев:

Коэффициент безопасности при изгибе:

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода: коэффициент долговечности при изгибе:

Где q - показатель степени кривой усталости табл. 3.1 (для термообработки нормализация улучшение q = 6);- базовое число циклов при изгибе 4*106;- эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.

Базовое число циклов при изгибе

Эквивалентное число циклов напряжения при изгибе

Поскольку

Определим допускаемые напряжения изгиба

2.4 Проектный расчет передачи

Расчет межосевого расстояния

Где Kа = 410 для косозубых передач;- крутящий момент на шестерне Н*м;Н=1,2 - коэффициент контактной нагрузки;

ψba=0,4- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию примем по ГОСТ 2185-66.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 =180 мм.

Рекомендуемый диапазон выбора модуля:= (0.01…0.02)αw= (0.01…0.02)180= 1.8…3.6.

Из полученного диапазона принимаю стандартный модуль ГОСТ 9563-60 m=2мм

Суммарное число зубьев для косозубых передач определяется по формуле:

Делительный угол наклона зуба определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяют по формуле:

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определяется:

Значение uф не должен отличаться от номинального более чем на 2.5%. Проверим это:  =

Ширина венца колеса определяется по формуле:

Принимаю bw2 = 75мм, а bw1 = bw2 +5= 78 мм. (ГОСТ 6636-69)

Диаметр делительных окружностей косозубых колес определяется:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес.

Т.к. число зубьев шестерни  то коэффициент смещения ==0

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

Назначим степень точности передачи по ГОСТ 1643-81 nст = 8.

2.5    Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

 -для косозубой передачи.