Привод рабочей машины

Федеральное агентство по образованию

Государственное Бюджетное Общеобразовательное Учреждение Высшего Профессионального Образования

«Санкт-Петербургский Государственный Торгово-экономический Университет»

 

Кафедра технического обеспечения торговых и технологических процессов

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по механике :

 

 

 

 

«Привод рабочей машины»

 

 

 

 

 

 

 

Выполнил: студент ТФ 4431

Григорьев Евгений

Зач.кн.№ 11610

Вариант №10

Руководитель: Кузнецова Л.Г.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Санкт-Петербург

2013

 

 

Содержание

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода с клиноременной передачей………………………………………………………………………6
2. Расчет зубчатых колес редуктора …………………………………………..10
3. Расчет клиноременной передачи ………………………………………...…15
4. Предварительный расчет валов……………………………………………..18
5. Уточненный расчет ведомого вала …………………………………………24
6. Подбор подшипников…………………….………………………………….28
7. Конструктивные размеры корпуса редуктора……………….……………..30
8. Выбор муфты………………………………………………………………....31
9. Проверка прочности шпоночных соединений………………….............….32
10. Смазывание редуктора………………………………...……………….……34
11. Заключение……………………………………………………………..…….35
12. Список использованной литературы………………………….…………….36

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор двигателя и кинематический расчет привода с клиноременной передачей

 

 

Рис.1. Кинематическая схема привода с клиноременной передачей

 

 

 

 

 

                                         9. Вал рабочей машины

 

 

1.1 Требуемая мощность электродвигателя

,

 

где Рр=3,0 кВт - мощность на валу рабочей машины (на выходном валу редуктора),

- коэффициент полезного действия

(к.п.д. элементов привода принимается  по табл. П 1.1)

1= 0,98 - к.п.д. пары зубчатых колес,

2 = 0,96 - к.п.д. клиноременной передачи,

3 = 0,99 - к.п.д. пары подшипников вала редуктора.

Тогда

                  =0,980•96•0,992 = 0.922;                          кВт.

2. По заданной синхронной частоте вращения вала электродвигателя    nс = 1000 мин-1 и найденной требуемой мощности Pтр=3,26 кВт принимаем электродвигатель (табл. П 1.2) 4А90L4УЗ с характеристиками: мощность – 4,0 кВт, номинальная частота вращения вала nэд= 950 мин-1, h = 112 мм - высота оси вала двигателя над опорной плоскостью.

       1.3.  Передаточное число привода

,

где uзп - передаточное число зубчатой передачи;

      upn - передаточное число клиноременной передачи.

1.4. Передаточные числа передач

Принимаем uзп=u1=4 (табл. П 1.1) , тогда         .

1.5. Расчетные мощности  на валах привода:

на валу электродвигателя

Рэд = Ртр= 2,6 кВт;

 на входном (быстроходном) валу редуктора

Р1= Рэд•η2= 2,6•0,96=2,49 кВт;

на тихоходном валу редуктора

Р2=Р1 • η1 • η3 = 249 • 0,98 • 0,99 = 2,41 кВт;

на валу рабочей машины

Рр=Р2 • η3=2,41 • 0,99 = 2,38 кВт.

1.6. Частоты вращения  и угловые скорости валов:

вал электродвигателя

;            рад/сек;                    

 

входной (быстроходный) вал редуктора

           ;                 ;  

выходной (тихоходный) вал редуктора – вал рабочей машины

 

               ;              .

1.7. Расчетные вращающие  моменты на валах привода:

;

на валу электродвигателя (на малом шкиве клиноременной передачи)

;

на входном (быстроходном) валу редуктора

на выходном (тихоходном) валу редуктора

 

1.8. Результаты расчета сведены  в таблицу 1.1.

 

Кинематические и силовые параметры привода

Таблица 1.1

 

Величина	Обозначение	Единица величины	Численное значение
Электродвигатель	4А 112МВ6 YЗ	-	-
Передаточные числа:
Привода	Uпр	-	11,48
Редуктора	U1	-	5
Клиноременной передачи	U2	-	2,3
Характеристики на валах			Вал электро- двигателя	1-ый вал редукто- ра	2-ой вал редукто- ра
Мощность		кВт	2,6	2,49	2,41
Частота вращения		мин-1	1435	624	124,8
Угловая скорость		рад/сек	150,1	65,26	13,05
Вращающий момент		Нм	17,32	38,15	184,7

 

2. Расчет зубчатых колес редуктора

(для варианта с клиноременной  нагрузкой)

2.1. Выбор материала колес и определение допускаемых напряжений

Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 (табл. П 3.1). Для ускорения приработки и предотвращения заеданий рабочих поверхностей зубьев рекомендуется твердость шестерни на (30÷40)НВ больше, чем твердость колеса.

Принимаем для колеса НВ2200, для шестерни НВ1230; термическая обработка - улучшение.

Допускаемые контактные напряжения ,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

= 2HB+70;

– коэффициент долговечности при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительном эксплуатации редуктора, принимают = 1;

[SH]=1 – коэффициент безопасности.

Для шестерни ;

для колеса 

.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение принимают меньшее из значений:

= 0,45(482+428)=410 МПа,

[σH] = 1,23[σH2].

Принимаем [σH] = 410 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость:

,

где - предел выносливости зубьев при базовом числе циклов нагружения (МПа);

 =1,8 ÷ 2,0 - коэффициент безопасности.

Для шестерни ; для колеса 

2.2. Межосевое расстояние зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

,

где Ка=43 – коэффициент межосевого расстояния для косозубой передачи;

u=u1=4 – принятое передаточное число;

Т2=296,3Н•м – вращающий момент на валу колеса;

=1.25 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца колеса;

[σн] = 410 МПа – найденное допускаемое напряжение;

ψва= b/aw = коэффициент ширины колеса (выбирается из ряда 0,315; 0,4; 0,5)

Принимаем  ψва=0.4, тогда:

.

Принимаем стандартное значение (табл. П 3.2)   =140мм.

2.3. Нормальный модуль зацепления (табл. П 3.2) mn= 2,5мм.

2.4. Суммарное число зубьев колес

,

где β = (8° - 15°) - угол наклона зубьев; принимаем β =10°.

.

Число зубьев округляем до целого Z=110.

2.5. Число зубьев шестерни и колеса

,

(Z1 должно быть  больше 17).

Z2 = Z – Z1=110-18=92.

2.6. Уточняем передаточное число редуктора

2.7. Угол наклона зубьев

2.8. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные (с точностью до сотых миллиметра)

;

.

Проверка:     

.

Диаметры вершин зубьев (с округлением до десятых миллиметра)

da1=d1+2mn =45,82+2•2,5 = 50,82 мм;

da2=d2+2mn = 234,19+2•2,5 = 239,19мм.

Диаметры впадин зубьев (с округлением до десятых миллиметра)

df1=d1-2,5mn =45,82-2,5•2,5 = 39,57 мм;

df2=d2-2,5mn = 234,19-2,5•2,5 = 227,94 мм.

Ширина колеса (с округлением до целого)

b2 = ψbа•aw=0,4•140 = 56 мм,

Ширина шестерни

b1=b2+5мм =64 + 5 = 69 мм, принимаем b1 = 70 мм.

3.9. Силы, действующие в зацеплении:

окружная сила

Н

 

радиальная cила            

 

Осевая сила                    

 

3.10. Проверка условия прочности на выносливость по контактным напряжениям

;

.

Уточненное значение коэффициента нагрузки Кн проводится по рекомендованной литературе; как правило, его значение получается меньше, чем принятое при определении aw, примем прежнее значение Кн = 1,25.

Разрешается превышение допускаемого напряжения до 5%.

.

Проверка прочности зубьев по контактным напряжениям выполняется.

3.11. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

,

где Ft =2315 Н - окружная сила в зацеплении,

КF - коэффициент нагрузки; его определение проводится по рекомендованной литературе, можно принять КF=2;

b2 =64 мм - ширина колеса;

 mn=3 мм  - нормальный модуль зацепления;

[σF2] =180 МПа - допускаемое напряжение;

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба (табл. П 3.3), определяется по эквивалентному числу зубьев колеса

  принимаем YF=3,61;

Тогда                      

Условие прочности на выносливость по напряжениям изгиба выполняется с запасом. Это подтверждает, что для зубчатых колес, работающих в масле (редуктор), определяющей является выносливость по контактным напряжениям активной поверхности зубьев.

3.12. Результаты расчетов сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1

Параметры цилиндрической зубчатой передачи

Величина	Обозначение	Единица величины	Значение
Межосевое расстояние	aw	мм	140
Модуль нормальный	mn	мм	2,5
Угол наклона зубьев	ß	град.	10,86
Передаточное число	u1	-	5
			шестерня	колесо
Число зубьев	z1;z2	-	18	92
Диаметр делительный	d1;d2	мм	23	45,8
Диаметр вершин зубьев	da1;da2	мм	50,82	239,15
Диаметр впадин зубьев	df1;df2	мм	39,57	227,94
Ширина колес	b1;b2	мм	60	56
Силы в зацеплении
Окружная	Ft	H	1577
Радиальная	Fr	H	585
Осевая	Fa	H	270

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчет клиноременной передачи

3.1. Исходные данные для расчета: вращающий момент на валу меньшего шкива (на валу электродвигателя - табл. 1.1) Т = Tэд Н•м; уточненное значение передаточного числа (если изменилось u1)

3.2. По табл. П 4.1 выбираем сечение ремня А (для Т= 81 Н•м). Тип ремня - кордшнуровой.

3.3. Диаметр меньшего шкива

.

Принимаем стандартный диаметр (табл. П 4.2)

d1 = 100 мм.

Условие d1>d1min (та6л. П 4.1): 100>90 выполнено.

 3.4. Диаметр большего шкива

d2 = d1•u2 = 236 мм.

Принимаем стандартный диаметр d2 =265 мм  (табл. П 4.2).

3.5. Уточненное значение передаточного числа ременной передачи

где ε = 0,015 - коэффициент упругого скольжения ремня.

3.6. Уточненное значение передаточного числа привода

uпр=u1•u2=5,0•2,3=11,5.

3.7. Межосевое расстояние (предварительное значение)

а = 0,8(d1+d2) =0,8(100+236)=268,8 мм.

8. Длина ремня

Принимаем стандартное значение Lp=1000 мм (табл. П 4.1).

3.9. Уточнение межосевого расстояния

где w = 0.5π(d1+d2) = 0,5•3,14(100+236) = 363 мм;

      у = (d2-d1)2 = (236-100)2 = 18496 мм2,

тогда  

3.10. Угол обхвата меньшего шкива

что больше

3.11. Линейная скорость ремня

,

где - угловая скорость на валу электродвигателя (табл.1.1).

3.12. Число ремней в передаче

,

где Ртр=2,6КВт – передаваемая мощность (табл. 1.1);

       Р0 = 1,115КВт – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем (табл. П 4.3);

       Ср = 1.1 - коэффициент режима работы в условиях эксплуатации: при односменной работе с умеренными колебаниями (табл. П 4.5);

  СL=0,9 – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, (табл. П 4.6);

  =0,92 – коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата, (табл. П 4.4); Сz = 0,95  - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче,

(табл. П 4.4).

Тогда               . Принимаем    z=4.

4.13. Предварительное натяжение ремней клинового ремня

,

где - (для ремня сечением А)  коэффициент, учитывающий влияние  центробежных сил (табл. П 4.7),

.

4.14. Сила, действующая на валы передачи

4.15. Ширина шкивов (табл. П 4.2)

вшк=(z-1)e+2f=(3-1)•15+2•10=50 мм.

Результаты расчетов сведены в табл.4.1.

Таблица 4.1

Основные параметры клиноременной передачи

 

Величина	Обозначение	Единица величины	Значение
Сечение ремня и его тип	А	Кордшнуровой	-
Диаметры шкивов	d1,d2	мм	100, 236
Передаточное чисто	U2	-	2,396
Длина ремня	Lp	мм	1000
Межосевое расстояние	A	мм	81
Угол обхвата малого шкива		град	156
Число ремней	Z	-	5
Сила начального натяжения	Fo	H	111,27
Сила, действующая на валы передачи	Fв	Н	654,2
Ширина шкивов	вшк	мм	50