Проектирование привода технологического оборудования

КУРСОВАЯ РАБОТА

"Проектирование привода технологического оборудования"

Задание

1. Выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы.

2. Разработать конструкторскую документацию:

– чертеж общего вида редуктора;

– чертеж разреза редуктора;

– чертеж корпусной детали;

– рабочие чертежи деталей: чертеж тихоходного вала, чертеж зубчатого колеса, чертеж крышки подшипникового колеса

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

Введение

Объектом изучения расчетов и проектирования является привод технологического оборудования состоящий из двигателя, ременной передачи и двухступенчатого цилиндрического редуктора. Зубчатые редукторы подобного типа широко используются в приводе различных машин (транспортеры, металлорежущие станки и т.д.). Рассматриваемый привод служит для передачи крутящего момента на исполнительный орган – транспортер.

Для проектирования редуктора выполнены проектные и проверочные расчеты зубчатых передач. Спроектированы (ременные / цепные) передачи.

На основе эскизного проектирования полученные данные для прочностных расчетов валов и подшипников качения. Расчеты выполненные на основании современных подходов по проектированию зубчатых передач с использованием критерия работоспособности – прочности по контактным напряжениям. На основе методики расчета по ГОСТ ………. Полученные размеры принимаются стандартными по ГОСТ…………….

Конструкторская часть проекта выполнена с применением системы автоматизированного проектирования «Компас» и «Autocad».

Пояснительная записка состоит из 25-ти страниц, рисунков 2, список литературы 15 наименований.

1. Выбор электродвигателя

1.1 Расчет требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя, кВт

P1 = ,

где Рвых – выходная мощность на IV валу,

Рвых=5кВт;

η0 – общий КПД привода,

η0 = η1*η2 *η3*η4;

здесь – КПД одной пары подшипников качения, - КПД ременной передачи, η3 – КПД цилиндрической передачи, η4 – КПД цепной передачи примем = 0,99, = 0.96, 0,98, η4=0,97

η0 =0,99*0,96*0,98*0,97=0,85

Тогда P1= =5,9 кВт

По требуемой мощности из табл. П. 1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 132S6 с ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 5,5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 1000 мин-1 и скольжением S = 3,3%.

Частота вращения вала электродвигателя

n1= nс (1 – ) = 1000 мин

Общее передаточное число привода

uo==

Передаточное число зубчатой передачи

u’= == 2,93

Округлим u’ до ближайшего стандартного значения (табл. 3 [1]). Принимаем u= 3,15

1.2 Частоты вращения валов

Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода):

n1= 967 об/мин

n2= 483,5 об/мин

n3= 153,5 об/мин

n4= 51,2 об/мин

1.3 Мощность на валах

Мощности, передаваемые валами:

P1 = Р = 5,9 кВт

P2 = Р = 5,61 кВт

P3= Р = 5,33 кВт

P4= Р = 5,33 кВт

1.4 Крутящие моменты, передаваемые валами

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле

Ti = 9550.

Тогда T1= 58,3 Нм

T2= 110,8 Нм

T3= 331,6 Нм

T4= 955 Нм

Полученные данные заносим в таблицу П2;

Таблица 2

2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

2.1 Выбор материалов

Исходныеданные:

Тип зуба – Косой. Тип передачи – нереверсивная.

Крутящий момент на шестерне Т2 = 111 Н•м

Частота вращения шестерни n2= 483,5 мин-1

Передаточное число u= 3,15

Режим нагружения – легкий

Коэффициент использования передачи:

в течение года – Kг = 0,7

в течение суток – Kс = 0,6

Cрок службы передачи в годах – L = 8

Продолжительность включения – ПВ = 20%

Для выбора материала определим размеры характерных сечений заготовок по формулам:

Dm=20*=20*=65.6 мм

Sm=1.2*(1+U)*= 1.2*(1+3.15) *=16.33 мм

Материалы выбираем по табл. 4 [1]

При выборе материала заготовок должны выполняться следующие условия:

Dm= Dm1; Sm= Sm1.

Шестерня:

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 269–302 HB

Колесо:

Материал – Сталь 45

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235–262 HB

Средние значение твердости поверхности зуба и колеса:

HB1=0.5*(HB1min+HB1max)=0.5*(269+302)=285.5

HB2=0.5*(HB2min+HB2max)=0.5*(235+262)=248.5

2.2 Допускаемые контактные напряжения

HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

sHlim j - предел контактной выносливости (табл. 5 [1]),

sHlim1 = 2HB1+70=641 МПа

sHlim2 = 2HB2+70=567 МПа

SHj - коэффициент безопасности (табл. 5 [1]),

SH1= 1,1 SH2= 1,1

KHLj - коэффициент долговечности;

KHLj =1,

здесь NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 4 [1]),

NH01= 23,5*10 NH02 = 16.8*10

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения: h = 0,125

Суммарное время работы передачи в часах

th = 365L24KгКсПВ = 365*8*24*0,7*0,6*20 = 5887 ч

Суммарное число циклов нагружения

NSj = 60 nj c th, NS2=

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

nj – частота вращения j-го колеса, n2= 483,5 мин-1

NS1=1,71; NS2==0,54

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, NHE j= h NΣj;

NHE1=0,21 NHE2=0,07

Коэффициенты долговечности

KHL1= 1,02 KHL2= 1,16

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

sHP1==594,38 МПа sHP2= 597,93 МПа

Для прямозубых передач sHP=sHP2, для косозубых и шевронных передач

sHP=0.45 (sHP1+sHP2)=0,45*(594,38+597,93)=536,54 МПаsHPI

sHPI=1.23*sHP1=731.1 МПа

Допускаемые контактные напряжения передачи:

sHP= 536.54 Мпа

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

FPj=,

где sF lim j - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 7 [1]), sF limi=1.75*HBi

sF lim 1 = 499,6 МПа sF lim 2 = 434,9 Мпа

SFj - коэффициент безопасности при изгибе (табл. 7 [1]), SF1= 1,7, SF2= 1,7;

KFCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 7 [1]) KFC1= 0,65, KFC2= 0,65

KFLj - коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j=1.

здесь qj – показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл. 6 [1]);

NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj NΣj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 6 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки:

F1 =0.038, F2 =0.038,

NFE1 ==6,5, NFE2 ==2,1

KFL1 =, KFL2 =

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1= 191,03 МПа

FP2= 282,67 МПа

2.4 Геометрические параметры передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u + 1),

где – коэффициент вида передачи, = 410

KН – коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4 (ряд на с. 4 [1]).

Расчетное межосевое расстояние = 121,84 мм

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл. 2 [1])

= 125 мм.

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)

mn = =(0,01…0,02) 125=(1,25…2,5)

Округлим mn до стандартного значения (табл. 1 [1]): mn = 2

Суммарное число зубьев:

Z=,

где =для прямозубых передач, = для косозубых передач и = для шевронных передач.

Z= 122,27

Значение Z округлим до ближайшего целого числа Z=123

Уточним для косозубых и шевронных передач делительный угол наклона зуба:

= arccos =

Число зубьев шестерни:

Z1===29,6

Округлим до ближайшего значения Z1=30

Число зубьев колеса:

Z2= Z – Z1=123–30=93

Фактическое передаточное число:

uф = ==3,1

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5% при u4.5 и более чем на 4% при u > 4.5.

u = 100 =100

Поскольку Z1>17 примем коэффициенты смещения: x1= 0, x2= 0

Ширинa венца колеса:

bw2==0,4 50

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда на с. 10 [1].

Ширину венца шестерни bw1 примем на 3 мм больше чем bw2:

bw1= 50+3=53

Определим диаметры окружностей зубчатых колес, принимая далее для непрямозубых колес m = mn.

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес dj = mZj,

то же, для косозубых колес :

d1 ==61 мм; d2 ==188 мм.

Диаметры окружностей вершин при x= 0: daj = dj + 2m (1 + xj):

da1 =65 мм; da2=192 мм

Диаметры окружностей впадин dfj = dj – 2m (1.25 – xj):

df1 =56 мм; df2 =183 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == 1,54 м/с

Степень точности передачи выбираем по табл. 8 [1] в зависимости от окружной скорости в зацеплении: nст=8

2.5 Проверочные расчеты передачи

2.5.1 Проверка прочности на выносливость по контактным напряжениям

Условие контактной прочности передачи имеет вид .

Контактные напряжения равны

=,

где Z- коэффициент вида передачи, Z= 8400

KН – коэффициент контактной нагрузки,

KН = KHα KHβ KНV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHα =1+ A (nст – 5) Kw=1+0,15 (8–5)*0,228=1,103

где А = 0.06 для прямозубых и А = 0.15 для косозубых и шевронных передач;

Kw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

Kw = 0.002НВ2 + 0.036 (V – 9)=0,228

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHβ =1+ (K– 1) Kw,

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

= 0.5(u + 1)=0,83

K= 1,07 KHβ =1+(1,07–1)*0,228=1,02

Динамический коэффициент определим по табл. 10 [1]

KНV= 1,06

Окончательно получим

KH= 1,193

Расчетные контактные напряжения