Привод общего назначения

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение  
высшего профессионального образования 
"Ивановский государственный энергетический университет имени В. И. Ленина"

 

Кафедра прикладной и теоретической механики

 

Расчетно-пояснительная записка  к курсовому проекту

по прикладной механике на тему:

 

Привод общего назначения

 

Обозначение курсового проекта: ТЗ-К1

Специальность: 140203

Релейная  защита и автоматизация

электроэнергетических систем

 

Автор проекта: Демянко Е. А. 
группа II-28

 

Руководитель  проекта: Колобов А. Б.

 

Проект защищен: ‹‹___››______________2012г.

 

Оценка:________________

 

 

 

Иваново 2012

1.Выбор электродвигателя  и кинематический расчет

     По  табл. 1.1 [1] примем:

КПД пары конических зубчатых колес  = 0,96 – 0,97; принимаем =0,97;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, = (0,99 – 0,995); принимаем =0,99.

Общий КПД привода

 

Требуемая мощность электродвигателя

(кВт).

 

Частота вращения тихоходного вала

 

 

Производим выбор двигателя  по П1 [1]. Мощность электродвигателя должна быть не менее 2,2 кВт. Для выбора ЭД по частоте вращения производим расчет передаточного отношения редуктора, результаты сводим в таблицу:

 

	Типоразмер электродвигателя	Синхронная частота вращения  , об/мин	Скольжение S, %	Номинальная частота вращения , об/мин	Передаточное отношение
1	80В2	3000	4,3	2871	8,12
2	90L4	1500	5,1	1423,5	4,03
3	100L6	1000	5,1	949	2,68
4	112MA8	750	6,0	705	1,99

 

Номинальная частота вращения быстроходного  вала:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

для одноступенчатого конического  редуктора 

Поэтому выбираем стандартные ПО редуктора  по ГОСТ 2185-66:

1) ;

2)

 

Рассчитываем фактическую частоту  вращения тихоходного вала редуктора:

 

Отклонение фактических частот вращения от заданной частоты:

 

 

 

В качестве передаточного отношения  выбираем

В качестве электропривода выбираем электродвигатель асинхронный трехфазный серии 4А закрытый обдуваемый (по ГОСТ 19523-81) 4А112МА8.

 

Рассчитаем крутящие моменты на валах. Крутящий момент на ведущем валу:

 

Крутящий момент на ведомом валу:

 

2.Расчет зубчатых колес  редуктора

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной  термообработкой.

По табл. 3.3 [1] принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ 270; для колеса сталь 40Х с твердостью НВ 245.

Допускаемые контактные напряжения

Здесь принято  по табл. 3.2 [1] для колеса

При длительной эксплуатации коэффициент  долговечности К_HL=1. Докажем это:

, где - базовое число циклов перемены напряжения (по табл. 3.2[1] для стали твердостью HB>200 ;

- эквивалентное число  циклов перемены напряжения.

, где  - расчетное число циклов перемены напряжения;

- коэффициент эквивалентности, принимаем его равным 0,18

, где с - число зацеплений зуба за один оборот (для проектируемого редуктора с=1);

n - частота вращения того зубчатого колеса, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, об/мин;

t - время работы передачи (ресурс) в часах (t=6·3·8·365=52560(ч.));

;

.

Поскольку , принимаем К_HL=1.

Коэффициент безопасности примем [S_H] = 1,15.

Коэффициент при консольном расположении шестерни - =1,20...1,35. Примем = 1,2 (см. табл. 3.1 [1]).

Коэффициент ширины венца по отношению  к внешнему конусному расстоянию (ГОСТ 12289-76 [1]).

Внешний делительный диаметр колеса

;

для прямозубых передач К_d=99, передаточное число ;

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее  стандартное значение

d_e2=160(мм).

Примем число  зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса

 

Внешний окружной модуль:

Углы делительных  конусов:

 

 

Внешнее конусное расстояние R_е и длина зуба b:

По ГОСТ 6636-69 принимаем b=26(мм).

 

Внешний делительный  диаметр шестерни

Средний делительный  диаметр шестерни

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

Средний окружной модуль

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Примем  =0,4.

Средняя окружная скорость колес

Для конических передач назначают обычно 7-ю степень  точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент  нагрузки:

По табл. 3.5 [1] при  консольном расположении колес и твердости НВ<350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, =1,2.

Коэффициент, учитывающий распределение  нагрузки между прямыми зубьями, (см. табл. 3.4 [1]).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при  (см. табл. 3.6 [1]).

Таким образом,

Проверяем контактное напряжение:

                                                                                               

Проверочный расчет на контактную статическую  прочность при пиковой нагрузке:

Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке по формуле:

, где - коэффициент перегрузки; он задан и равен 2,2, тогда

Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки для стальных колес при твердости НВ≤350:

 

предел текучести  для стали 40Х при диаметре заготовки  менее 120 мм

 

Условие прочности  выполняется.

Силы в зацеплении:

окружная 

радиальная шестерни, равная осевой для колеса,

осевая для  шестерни, равная радиальной для колеса,

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:

=0,85 -опытный коэффициент, учитывающий  понижение нагрузочной способности  конической прямозубой передачи  по сравнению с цилиндрической

Коэффициент нагрузки

По табл. 3.7 [1] при консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости НВ<350 значения

По табл. 3.8 [1] при твердости НВ<350, скорости =1,29(м/с) и 7-й степени точности

Итак,

Y_F -коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом  Y_F1=3,84; Y_F2=3,60.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям  изгиба

По табл. 3.9 [1] для стали 40Х улучшенной при твердости  НВ<350

     Для шестерни

для колеса     

Коэффициент запаса прочности [S_F]=[S_F]’[S_F]’’. По табл. 3.9 [1] [S_F]’=1,75; для поковок и штамповок [S_F]’’=1. Таким образом,

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

для шестерни (МПа);

для колеса     

Для шестерни отношение 

для колеса

Проверяем зуб  колеса, т.к. полученное отношение для него меньше:

 

Проверочный расчет на изгибную статическую  прочность при пиковой нагрузке:

Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке

 

Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес:

 

 

Условие прочности  выполняется.

Таким образом, все условия прочности выполняются.

3.Предварительный расчет  валов редуктора

 

 

 

Расчет выполняем  на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям.

Крутящие моменты  в поперечных сечениях валов:

ведущего         Т_к1=Т₁=

ведомого        

Ведущий вал:

Диаметр выходного  конца вала при допускаемом напряжении [ ]=20(МПа)

;

Чтобы ведущий вал редуктора  можно было соединить с помощью муфты упругой со звездочкой 105 (ГОСТ 14084-76) с валом электродвигателя d_дв=32(мм), принимаем d_в1=25(мм). Материал муфты сталь 40.

При выборе муфты:

 

по табл. 11.3[1] k=2,5÷3,0, принимаем k=2,8;

по табл. 11.5[1] [Т]=125 (Н·м);

 ;

Таким образом,

Диаметр под подшипником примем d_п1=35(мм); диаметр под шестерней d_к1=25(мм); диаметр под манжету резиновую армированную по ГОСТ 8752-79 =28(мм), диаметр по круглую гайку шлицевую по ГОСТ 11871-80 .

Ведомый вал:

.

Примем d_в2=25(мм); диаметр под подшипниками d_п2=35(мм); под зубчатым колесом d_к2=40(мм); диаметр под манжету резиновую армированную по ГОСТ 8752-79 =30(мм).

 

4.Конструктивные размеры  шестерни и колеса

 

 

 

Шестерня:

Сравнительно небольшие размеры  шестерни относительно вала позволяют  не выделять      ступицу.

Длина посадочного  участка l_ст =b=26 (мм). Примем =30 (мм)

Толщина обода 10 (мм)

Колесо:

Коническое зубчатое колесо кованное. Его размеры: d_ае2=162,9 (мм); b₂=26 (мм).

Диаметр ступицы d_ст=

Длина ступицы     l_ст=

Принимаем l_ст=50(мм).

Толщина обода 

Принимаем

Толщина диска С=

Принимаем С=15(мм).

5.Конструктивные размеры  корпуса редуктора

 

 

 

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимаем

Принимаем

 

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:

верхнего пояса  корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса  корпуса:

принимаем р=19(мм).

 

Диаметры болтов:

фундаментных:

d₁=

принимаем фундаментные болты с резьбой М 16;

 

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника:

 d₂=

принимаем болты  с резьбой М 12;

 

болтов, соединяющих крышку с корпусом:

d₃=

принимаем болты  с резьбой М 10.

   

болтов, крепящих крышки к стаканам:

 

принимаем болты с резьбой М 8

6. Первый этап компоновки редуктора

 

 

Первый этап компоновки на миллиметровой бумаге см. в приложении.

Выбираем способ смазывания: зацепление зубчатой пары - окунанием зубчатого колеса в  масло; для подшипников пластичный смазочный материал. Раздельное смазывание принято потому, что один из подшипников ведущего вала удален, и это затрудняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников  отделяем от внутренней полости корпуса  мазеудерживающими кольцами. Конструктивно оформляем шестерню по размерам =90 мм; Подшипники расположим в стаканах. Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные по ГОСТ 333-79 особо легкой серии 2007107 (см. табл. П7 [1]):

 

Условное обозначение подшипника	d	D	T	C		e
	мм			кН
2007107	35	62	18	32	23	0,27