Курсовая работа (т): Привод технологической машины

Привод технологической машины

Введение

привод машина вал зубчатый

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Редуктор используется для синхронизации угловой скорости источников механической энергии с соответствующим изменением вращающего момента.

Целью данного курсового проекта проектирование привода, включающего в себя электродвигатель,одноступенчатый цилиндрический редуктор и цепную передачу. В ходе работы над проектом мы выполним сборочные чертежи и чертежи деталей.

Моя задача - спроектировать привод, включающий в себя цилиндрический одноступенчатый редуктор с горизонтальным расположением валов и цепную передачу: выполнить расчет основных параметров привода; рассчитать зубчатую передачу; рассчитать и спроектировать валы, определить опорные реакции, построить эпюры изгибающих и крутящих моментов, проверить валы на усталостную прочность; подобрать подшипники и проверить их работоспособность; выбрать шпонки для валов и выполнить проверочный расчет на смятие;сконструировать корпус редуктора.Выбрать марку масла для зубчатого зацепления и подшипников. Рассчитать требуемый объём масла, заливаемого в корпус редуктора, используя методические разработки профессора Баранова Г.Л.

.Кинематические и энергосиловые параметры привода

.1 Подбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

Pтр=,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P=6,5 кВт;

η0 - общий КПД привода,

η0 =

здесь η1 - КПД зубчатой передачи, η2 -КПД цепной передачи, η3- КПД одной пары подшипников качения, примем η1 = 0,98, η2=0.96, η3=0,99.

Тогда Pтр=

По требуемой мощности из табл. П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132M6 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 7,5 кВт, синхронной частотой вращения nс= 1000 мин-1 и скольжением S= 3,2 %.

Частота вращения вала электродвигателя

= nс (1 - ) =

Общее передаточное число привода

uo==

Передаточное число зубчатой передачи принимаем =4

Передаточное число цепной передачи

ц=

.2 Частоты вращения валов

Быстроходный вал редуктора:=968 мин-1

Тихоходный вал редуктора:

=

.3 Мощности, передаваемые валами

=Pтр=7,19 кВт

==

.4 Вращающие моменты, передаваемые валами

Крутящий момент на валу определяется по формулеTi=9550, гдемощность на валучастота вращения вала

Быстроходный вал:T1=Н*м

Тихоходный вал: T2= Н*м

= Н*м

2. Расчет зубчатой передачи

.1 Выбор материалов зубчатых колес

В качестве материала для зубчатых колес выбираем марку стали 45.

Ориентировочно посчитаем размер требуемой заготовки:

мм

мм

Диаметр заготовки колеса определится как:=uDm=4*62,58=250,32 мм.

Окончательно выбираем материалы:

материал заготовки шестерни

-материал заготовки колеса

.2 Допускаемые контактные напряжения

Рассчитываем допускаемое контактное напряжения для шестерни и колеса по следующим формулам:

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

sHlimj- базовый предел контактной выносливости, справочная величина, при выборе учитывается вид термообработки и механические свойства материалов.

-коэффициент безопасности ()

sHlim1 = 2HB1+70=2*285.5+70=641 МПа

sHlim2 = 2HB2+70=2*248,5+70=567 МПа

средняя твердость зуба

коэффициент долговечности;

j - базовое число циклов при действии контактных напряжений,

Эквивалентное число циклов контактных напряжений

= 23,5*106, =16,8*106

=0,124*2,44*108=30,5*106=0,125*0,61*108=7,63*106

где с - число зацеплений колеса за один оборот, с = 1 ;частота вращенияj-го колеса

- суммарное число циклов зацепления за все время работы передачи

-коэффициент приведения переменного режима работы к постоянному, т.к. режим работы средний нормальный, то принимаем

S1 = 60 n1 cth=60*968*4204,8=2,44*10

число зацепления, принимаем с=1

-суммарное время работы передачи, часы

=365*8*24*0,8*0,5*0,15=4204,8 ч

-срок службы, год

-коэффициент использования привода в течение года

-коэффициент использования привода в течение суток

ПВ- продолжительность включения

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

sHP1=

sHP2=

Поскольку NHE1>NH01, примемKHL1= 1

=

Окончательно принимаем:582,728МПа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

где sFlimj- предел выносливости зубьев при изгибе (табл.7) [1]

sF lim 1 = 1,75HB1= 1.75*= 499.62 МПа

sFlim 2 = 1,75HB2= 1.75*= 434,88 МПа

-коэффициент безопасности при изгибе, принимаем

-коэффициент реверсивности, принимаем - коэффициент долговечности при изгибе:

KFL1 =

KFL2 =

- базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.- эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

NFE1 ==

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1=

FP2=

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется в зависимости от режима нагружения и способа термообработки. Для среднего нормального режима работы F1,2 = 0.06

Расчетные напряжения изгиба удовлетворяют условию прочности при изгибе.

3.Проектный расчет зубчатой передачи

.1 Межосевое расстояние

где  - коэффициент вида передачи, =450;Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1,2

Коэффициент ширины зубчатого венца =0,315; ([1], с.4)

=

После проведения всех расчетов полученное значение округлили до ближайшего табличного и приняли (в соотв. ГОСТ 2185-56)

.2 Суммарное число зубьев. Модуль. Число зубьев шестерни и колеса

Модуль выберем из диапазона:

= (0.01…0.02)aw=(0,01...0,02)140=1,4...2,8 мм

Округлим m до стандартного значения (табл. 1): m= 2 мм

===140

Число зубьев шестерни

Z1==

Число зубьев колеса

= Z - Z1=140-28=112

.3 Фактическое передаточное число. Геометрические размеры зубчатых колес

ф= =

-фактическое передаточное отношение

Значение uфне должно отличаться от номинального более чем на 2.5 %

при u4.5 и более чем на 4 % при u> 4.5.

u= 100 =

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1=0; x2= x- x1=0

После расчетов получим значения диаметров делительных окружностей

шестерни: d1 =

колеса: d2 =

Диаметры окружностей вершин:

В итоге получим диаметры окружностей вершин:

шестерни: da1 = 56+2*2*1= 60 мм

колеса: da2=224+2*2*1=228 мм

Расчет диаметров окружностей впадин производим по формуле:

Получившиеся после расчетов значения таковы:

для шестерни:df1 = 56-2*2*1,25= 51 мм

для колеса:df2 =224-2*2*1,25=219 мм

Ширина зубчатого венца колеса:

После расчетов округляем значение ширины венцадо ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров (ряд на с.14 ) [1] (в соответствии с ГОСТ 6636-69) и получаем размер bw2= ψbaaw=0,315*140=44,1 мм

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда

=45 мм ГОСТ 6636-69

Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:

bw1= 48 мм ГОСТ 6636-69

.4 Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

V==

Степень точности передачи выбираем ([1], с) в зависимости от окружной скорости в зацеплении:

4.Проверочный расчет зубчатой передачи

.1 Проверка зубьев на прочность по контактным напряжениям

Где Zσ- коэффициент вида передачи, Zσ= 9600, для косозубых передачН - коэффициент контактной нагрузки,

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

где А = 0,15 для косозубых передач; - коэффициент, учитывающий приработку зубьев

При НВ2≤350 для определения Kw используем выражение

-коэффициент распределения нагрузки по длине зуба

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл.9 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру

ψbd = 0.5 ψba (u+ 1)=0,5*0,315(4+1)=0,787

По значению  определим K= 1.12 методом линейной интерполяции, НV -Динамический коэффициент определим потабл.10 [1], методом линейной интерпретации, KНV= 1.15