Проектирование привода общего назначения

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Министерство Российской Федерации по делам гражданской обороны, чрезвычайным ситуациям

и ликвидации последствий стихийных бедствий

Ивановский институт Государственной противопожарной службы

Кафедра механики и инженерной графики

Курсовой проект

по дисциплине «Механика»

Тема:

Проектирование привода общего назначения

Выполнил Киселев В. В.

ФИПБ, 2 курс, 212 уч. группа

Руководитель: капитан внутренней службы,

к.т.н., доцент, Киселев В. В.

Иваново 2010

Оглавление

Введение

1. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя и стандартного редуктора

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

3. Расчет цепной передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора и их конструктивная проработка

5. Выбор и проверка долговечности подшипников

6. Выбор типа смазки и смазочного материала привода

Список литературы

Введение

Привод — устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточный механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в относительно редких случаях. Однако в химическом машиностроении это имеет место. Например, в компрессорах, подвесных центрифугах, быстроходных мешалках, когда частота валов совпадает с частотой вращения электродвигателей. В основном для привода машины необходима установка повышающей или понижающей передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характера нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Редуктор — закрытый зубчатый механизм, соединяемый с электродвигателем и рабочей машиной через муфты, ременные и открытые зубчатые передачи.

Основной характеристикой редуктора является передаточное число и номинальный момент на тихоходном валу.

Ременной передачей называется передача осуществляемая гибкой связью посредством трения между ремнем и шкивом. Ременная передача, является одной из самых старых передач, применяемых во всех отраслях машиностроения.

К недостаткам следует отнести большие габариты, некоторое непостоянство передаточного числа за счет проскальзывания ремня, низкую долговечность ремня (1000−5000 ч.), повышенную нагрузку на валы (в 2,5−4 раза превышает окружное усилие Р).

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Рис. 1.1 Кинематическая схема привода с цепной передачей

1.1 Определение КПД всех передач привода

КПД всех передач входящих в привод.

= ,(1. 1)

где — КПД цепной передачи;

— КПД зубчатой передачи;

— КПД подшипниковых опор всех валов;

n — число пар подшипниковых опор валов, n = 2;

— КПД муфты.

=0,93Ч0,97Ч0,992Ч0,99=0,87.

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

Рдв =, (1. 2)

Рдв = кВт.

1.3 Выбор электродвигателя

Выбираем по величине Pдв асинхронный электродвигатель 132М6 с мощностью 7,5 кВт и синхронной частотой вращения 970 об/мин.

1.4 Определение общего передаточного числа привода

, (1. 3)

где nдв — асинхронная частота двигателя;

n3 — число оборотов вала машины (заданное).

Рисунок 1.2 — Двигатель асинхронный серии 112МА6

1.5 Определение передаточного числа редуктора

Передаточное число всего привода состоит из частных передаточных чисел передач, входящих в привод согласно разработанной кинематической схемы.

U = UпUр,

где Uп — передаточное число открытой передачи;

Uр — передаточное число редуктора.

Ориентировочные значения передаточных чисел частных передач выбираются согласно стандартных значений. Следует учесть, что стандартизованы только передаточные числа закрытых передач (редукторов).

Принимаем Uр=5.

1.6 Определение передаточного числа открытой передачи

По принятому передаточному числу Uр определяется передаточное число открытой передачи:

.

Передаточное число Uп должно находиться в допускаемых пределах.

.

1.7 Определение кинематических характеристик валов

Для кинематической схемы величины числа оборотов вала n, угловой скорости, передаваемой мощности Р, и крутящего момента Т:

вал двигателя:

nдв(n1) =970 (об/мин)

дв = р? n1/30 = 3,14•970/30=101,5 (с-1)

T1 = Pдв/дв = 7500/101,5 = 73,9 (Н·м)

быстроходный вал редуктора:

n2 = n1/Uр = 970/5 = 194 (об/мин)

T2 = T1р п2 Uр = 73,9 • 0,992 • 0,97 = 351,3 (Н •м)

2= р? n2/30 = 3,14•194/30 = 30,3 (с-1)

Р2 = Р1р п2 = 7,5 · 0,99 · 0,97 = 7,13 (кВт)

тихоходный вал редуктора:

n3 = n2/Uп = 194/3,9 = 49,7 (об/мин)

T3 = T2п Uп = 351,3 · 3,9 · 0,93 = 1261,4 (Н·м)

Р3 = Т3п = 7,13 · 0,93 = 6,5 (кВт)

3= р? n3/30 =3,14•49,7/30 = 5,2 (с-1)

Полученные в результате кинематического расчета данные сведены в таблицу

Кинематические характеристики валов

Валы

N, мин-1

, с-1

Р, кВт

Т, Н•м

U

1 (двигателя)

970

101,5

7,5

73,9

0,98

2

194

20,3

7,13

351,3

5

0,95

3

49,7

5,2

6,5

1261,4

3,9

0,87

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1 Выбор исходных данных для расчета зубчатой передачи

Исходными данными для расчета зубчатой прямозубой, косозубой или шевронной передачи являются вращающий момент на колесе Т, частота вращения колеса n, передаточное число Uр, условия работы передачи.

Для кинематической схемы данные для расчета зубчатой передачи принимаются из таблицы. Величины для колеса соответствуют величинам.

2.2 Определение материала и вида термообработки шестерни и колеса

Определяем материал и вид термообработки для шестерни и колеса и твердости по НВ.

В данной работе можно предварительно выбрать материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45 ГОСТ 1050–92, термообработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45 ГОСТ 1050–92, термообработка — улучшение, твердость — НВ 200.

2.3 Ожидаемая окружная скорость, м/с:

, (2. 1)

м/с.

2.4 Определение межосевого расстояния

,

где [H] - допускаемое контактное напряжение для колеса,

[H]2 = =391.6 МПа

где предел контактной выносливости

коэффициент долговечности, для редуктора с длительной эксплуатацией = 1;

коэффициент безопасности. Для колес из нормализованной и улучшенной стали, а также при объемной закалке1,1−1,2;

K — безразмерный коэффициент, учитывающий особенности конструкции зубчатых колес. Для косозубой передачи К=270;

а — коэффициент ширины зубчатого венца колеса в зависимости от межосевого расстояния; Для кривозубых колес рекомендуется первоначально принимать а =0,4;

— коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий расположение колес относительно опор. Чтобы определить, необходимо найти величину bd. Согласно:

bd=0,5bа(u+1),

Определенное значение ащ округляется до ближайшего значения из стандартного ряда

Принимаем а=180

2.5 Определение модуля зацепления

,

.

Стандартное значение модуля выбирается из ряда значений (ГОСТ 9563−60). Принимаем.

2.6 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

,

2.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

,

Число зубьев округляется до целого числа.

Число зубьев колеса:

Z2=Z — Z1 = 117−19=98

2.8 Уточнение Uр

Uрф = ,

Расхождение с принятым не превышает 5%.

2.9 Уточнение межосевого расстояния

Для прямозубых и шевронных колес со стандартным окружным модулем

,

2. 10 Определение геометрических размеров зубчатой передачи

Делительные диаметры:

d1 = mZ1/cosв = 58,46 (мм)

d2 = mZ2/cosв = 301,53 (мм)

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1+2m = 58,46 +6 = 64,5 (мм)

da2 = d2+2m = 301,53 + 6 = 307,5 (мм)

Диаметры впадин зубьев:

df1 = d1 — 2,5m = 58,46 — 7,5 = 51 (мм)

df2 = d2 — 2,5m = 301,53 — 7,5 = 294 (мм)

Ширина колеса

b2 = аa = 0,4?180=72 (мм)

Ширина шестерни

b1 = b2+(3…5)

b1 = 72+(3…5)=75 (мм).

Рис. 3 Зубчатое зацепление

2. 11 Проведение проверочного расчёта передачи на контактную прочность

Условие прочности

2. 12 Определение окружной скорости

(м/с)

2. 13 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе

[F] - допускаемое напряжение на изгиб. Для стали 45 улучшенной. Здесь SF — коэффициент безопасности; SF = SF' SF". Для расчетов в данной работе рекомендуется принимать коэффициент нестабильности свойств материала зубчатых колес SF'=1,75. Коэффициент SF" учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса. Для поковок и штамповок SF«= 1.

Отсюда допускаемые напряжения:

для шестерни МПа,

для колеса

МПа.

YF — коэффициент формы зуба.

Находится отношение:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Дальнейший расчет ведется для зубьев колеса, для которого найдено меньшее отношение.

Проверяется прочность зуба колеса по формуле

МПа< МПа.

Условие прочности выполнено.

2. 14 Определение усилия в зацеплении

Окружная сила

,

Радиальная сила

/cosв=2528,2?tg20/cos11=933,5 (Н)

где = 20? угол зацепления;

Осевая сила Fa = Fttgв = 574 (Н)

Рис. 4 Схема сил в зацеплении

3. Расчет цепной передачи

Для расчета цепной передачи рекомендуется выбрать приводную роликовую цепь типа ПР. Основные данные для расчета цепи: передаваемая мощность или вращающий момент на ведущей звездочке Т, передаточное число и условия работы передачи.

3.1 Определение числа зубьев звездочек

Число зубьев ведущей звездочки:

Рекомендуется округлять числа зубьев звездочек до нечетных чисел, что в сочетании с четным числом звеньев цепи способствует более равномерному износу зубьев и шарниров.

Принимаем

Число зубьев ведомой звездочки:

z2 = z1UП = 21?3,9 = 81,9

Число зубьев не должно превышать 120 для предотвращения соскакивания цепи.

Принимаем z2=81

3.2 Определение фактического передаточного числа

Uф = z2/ z1=81/21=3,85

Отклонение принятого передаточного числа и фактического не превышает 5%, что допустимо.

3.3 Определение расчетного коэффициента нагрузки (эксплуатации):

k = kд kс k kрег kр,

kд — коэффициент динамичности нагрузки; для равномерной нагрузки kд =1,2;

kс — коэффициент способа смазки, при периодической смазке kс = 1,5;

k — коэффициент наклона передачи, при угле наклона линии центров передачи к горизонту менее 60 градусов k = 1;

kрег — коэффициент регулировки межосевого расстояния, при регулировке подвижными опорами kрег = 1;

kр — коэффициент режима работы; kр = 1,25 для работы в две смены.

k =1,2Ч1,5Ч1Ч1Ч1,25=2,25

3.4 Предварительно принимаем среднее допускаемое значение среднего давления в шарнирах [p] = 20 МПа.

3.5 Определение шага однорядной цепи

,

где Т2 — крутящий момент (Н·мм) на ведущей звездочке.

Расчетное значение округляется до ближайшего стандартного значения согласно таблице. По данной таблице определяются величина разрушающей нагрузки, масса 1 метра цепи и площадь проекции опорной поверхности шарнира.

Принимаем t=38,1(мм)

3.6 Обозначение принятой цепи по ГОСТ — Цепь ПР-38,1−12 700 ГОСТ 13 568–81

3.7 Определение межосевого расстояния в шагах

at==40

6.8 Определение числа звеньев цепи

3.9 Уточнение межосевого расстояния в шагах

3. 10 Определение длины цепи

l = lt t

l =86Ч38,1=3279(мм).

3. 11 Определение размеров звездочек

Диаметр делительной окружности:

ведущей звёздочки:

,

ведомой звёздочки:

,

Диаметр окружности выступов:

ведущей звездочки:

,

где k = 0,7 — коэффициент высоты зуба; ведомой звездочки:

Диаметр окружности впадин: ведущей звездочки:

ведомой звездочки:

3. 12 Определение окружной силы, передаваемой цепью

,

где Р2 — мощность на ведущей звездочке;

v — фактическая скорость цепи:

3. 13 Проверка цепи по допускаемой частоте вращения ведущей звездочки на соблюдение условия n2? [n]

Здесь [n] = 15Ч103/t =15Ч103/38,1=393,7 — допускаемая частота вращения.

Условие n2? [n] выполняется.

3. 14 Определение действительного давления в шарнире цепи

,

3. 15 Проверка цепи по допустимому давлению в шарнирах

Условие? [p] выполняется.

3. 16 Проверка цепь на прочность

Условие прочности:

S,

где [S]=10,2Мпа — допускаемый коэффициент запаса прочности.

S — расчетный коэффициент запаса прочности:

,

где Fр — разрушающая нагрузка цепи

Ft — окружная сила;

Кд — коэффициент динамичности нагрузки

Fо — предварительное натяжение цепи от ее веса.

Fо = Kfqag

где Kf — коэффициент провисания; для вертикальных передач Kf = 1;

q=2,6кг/м — масса 1 м цепи, определяемая по приложению 18 [1];

a — межосевое расстояние;

g = 9,81 м/с2.

Fо =4874(Н)

Fv — натяжение цепи от центробежных сил:

Fv = qv2

Fv = 25,3(Н)

Условие S выполняется.

3. 17. Определение силы давления цепи на вал

Fцеп = Ft + 2Fo=2764+2*4874=12 512 (Н)

3. 18 Заполнение таблицы с основными данными ведущей звездочки и цепи.

Основные данные ведущей звездочки и цепи

Параметр

Обозначение

Величина

Число зубьев звездочки

z

21

Шаг цепи, мм

t

38,1

Диаметр ролика, мм

d1

22,23

Диаметр окружности впадины, мм

di

236

Диаметр делительной окружности, мм

d

255,7

Наружный диаметр звездочки, мм

de

272,5

Число звеньев цепи

lp

352

Межосевое расстояние, мм

a

3279

Передаточное число передач

u

3,85

4. Предварительный расчет валов редуктора и их конструктивная проработка

Проводим расчет вала на кручение по пониженным допускаемым напряжениям без учета влияния изгиба. В данной работе рекомендуется выполнять быстроходный вал заодно с шестерней. Таким образом, материалом вала будет являться материал шестерни — Сталь 45 улучшенная НВ230.

4.1 Определение ориентировочного значения диаметра выходного конца вала-шестерни, мм:

где Тб, Н·мм — крутящий момент на валу;

[] - допускаемое напряжение на кручение; []=10…20 Н/мм2

Полученный результат округляется до ближайшего бльшего значения из ряда стандартных деталей

4.2 Определение конструктивных размеров вала-шестерни

Для данной работы соединение вала электродвигателя с ведущим валом происходит через упруго-втулочную пальцевую муфту. Поэтому необходимо согласовать диаметр выходного конца вала двигателя и диаметр конца ведущего вала. Диаметр выходного конца вала редуктора не должен отличаться от диаметра вала электродвигателя не более чем на 20%. При соблюдении этого условия соединение валов осуществляется стандартной муфтой МУВП Длина данного участка:

l1 = (1…1,5)d1=1,3?45=58,5(мм)

Согласно типовой конструкции вала редуктора второй ступенью является диаметр вала под подшипник:

dп= d1 + 2t=45+2?2,8=51,6(мм)

где t =2,8мм — высота заплечиков.

dп= 55(мм)

Чтобы обеспечить нормальную посадку подшипника на вал, данный диаметр нужно округлить до значения, кратного 5.

Длина участка:

l2 = 1,5dп,

l2 = 1,5Ч55=77,5(мм)

Третья ступень — диаметр буртика подшипника:

dб= dп+ 3,2r=45+3,2?3=56,6(мм)

где r=3мм — координата фаски подшипника

Принимаем dб= 60(мм)

Длина третьего участка назначается конструктивно.

Рис. 5 Конструкция вала-шестерни

4.3. Определение конструктивных размеров тихоходного вала

Диаметр под подшипник тихоходного вала:

.

Данный диаметр округляется до ближайшего большего кратного 5.

Принимаем (мм)

Длина участка:

l2 = 1,5dп,

l2 = 1,5Ч30=45 (мм).

Диаметр выходного конца вала:

dм= dп — 2t=30−2?2,2=26,6(мм)

где t =2,2мм — высота заплечиков.

Принимаем dм=25(мм)

Длина данного участка:

l2 = 1,5dп,

l2 = 1,5Ч30=45 (мм)

Диаметр буртика подшипника:

dб= dп+ 3,2r,

dб= 30+ 3,2Ч2=36,4(мм)

Принимаем dб=40(мм)

Длина участка определяется конструктивно.

Диаметр под колесо зубчатое:

dк= dп + 2t,

dк= 34,4(мм)

Принимаем dк=35(мм)

Длина данного участка:

l = 1,5d=55(мм)

Диаметр буртика колеса:

dбк= dк + 3f

где f=1 мм — фаска ступицы

dбк= 38(мм)

Принимаем dбк= 40(мм)

Длина участка определяется конструктивно.

Рис. 6 Конструкция тихоходного вала

привод электродвигатель редуктор вал

5. Выбор и проверка долговечности подшипников

Основными данными для расчета являются окружная сила Ft, радиальная сила Fr и осевая сила Fa. Для схемы на рис. 1.2 рекомендуется выбирать подшипники шариковые радиальные однорядные. На быстроходные валы рекомендуется подбирать подшипник средней серии, на тихоходные — легкой или средней. Основой для предварительного подбора является диаметр вала dп.

5.1 Составление расчетных схем валов и определение реакций в опорах методами статики согласно [3]

Расчетные схемы валов приведены приложениях 1 и 2.

5.2 Проведение проверки долговечности подшипников на ведущем валу

Из предыдущих расчетов имеем Ft =2393H, Fr =781,5H и Fа =406,8; из конструкции компоновки l1=53,7 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx1=Rx2=Ft/2=1196,5Н;

в плоскости yz

Ry1=443,6Н;

Ry2=Н.

Проверка:

Ry1 + Ry2 — Fr=0.

Суммарные реакции:

Pr1==Н;

Pr2==Н.

Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре.

Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 209 (приложение П3 [3]): d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=33,2кН и Co=18,6кН.

Определяем эквивалентную нагрузку

Re = (XVR + Y Fa2)kбkт, (7. 1)

где V — коэффициент вращения (V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника);

Y — коэффициент влияния осевой нагрузки (приложение 27 [4]);

kб = 1,1…1,3 — коэффициент безопасности при легких и умеренных толчках и вибрациях, kб = 1,7…2 при сильных толчках;

kт = 1 — температурный коэффициент при температуре до 100єС.

Отношение Fa /V Fr=0, откуда согласно приложения 27 [4] Х=1, Y=0.

5.3 Расчет эквивалентной нагрузки

Так как Fa/V Fr < e рассчитываем эквивалентную нагрузку, как:

Re = VRkбkт, (7. 2)

Re =1Ч2628,36Ч1,1Ч1=2891,19Н.

5.4 Расчетная долговечность, млн. об. :

L==11,48млн. об.

5.5 Расчетная долговечность, ч. :

Lh=ч,

что больше установленных ГОСТ 16 162–85: для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч. (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000ч (минимально допустимая долговечность подшипника).

5.6 Проведение проверки долговечности подшипников на ведомом валу

Из предыдущих расчетов имеем Ft =2393H, Fr =781. 4H и Fа =406,8; из конструкции компоновки l2=53,7 мм и l3=92,8 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

Rx3= 2714,5Н,

где FB — нагрузка на вал от цепной передачи;

Rx4==5286,96Н.

Проверка: Rх3 + Rх4 — (Ft +FB)=0;

в плоскости yz

Ry3=2331,15Н;

Ry4=2191,25Н.

Проверка:

Ry3 + FВ — (Fr + Ry4)= 2331,15 + 1657,7 — (1797,6+2191,25)=0.

Суммарные реакции:

Pr3==Н;

Pr4==Н.

Подшипник выбирается по наиболее нагруженной опоре.

Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 209 (приложение П3 [3]): d=45мм, D=85мм, B=19мм, C=33,2кН и Co=18,6кН.

5.7 Определение эквивалентной нагрузки по формуле (7. 1)

Так как Fa/V Fr<e рассчитываем эквивалентную нагрузку по формуле (7. 2):

Re =1Ч5976,18Ч1,1Ч1=6573,80Н.

5.8 Определение расчетной долговечности

L=млн. об.

7.9 Определение расчетной долговечности в часах

Lh=ч,

что больше установленных ГОСТ 16 162–85: для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36 000 ч. (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10 000ч (минимально допустимая долговечность подшипника).

6. Выбор способа смазки и вида смазочных материалов

Закрытая зубчатая передача (редуктор) в большинстве случаев смазывается окунанием зуба в масляную ванну и переносом масла в зону контакта. В этом случае необходимо установить уровень масла достаточным для погружения в него зубчатого венца колеса. Подшипники могут смазываться масляным туманом (каплями масла из общей масляной ванны) или отдельной пластичной смазкой типа Литол-24. В этом случае необходимо предусмотреть наличие мазеудерживающих колец на валах.

Для смазки передачи применяют индустриальные минеральные масла.

Кинематическая вязкость масла при температуре 50єС:

н50 = н1/

где н1 — рекомендованная вязкость при скорости 1 м/с, н1 = 250…270 мм2/с для колес с термообработкой зубьев и пределе прочности материала уВ?1000Мпа;

V — окружная скорость (скорость скольжения в передаче), м/с.

н50 =270/=158,5(мм2/с)

Характеристика минеральных масел, применяемых в общем машиностроении

Марка смазочного материала

Кинематическая вязкость н50, мм2

Для цилиндрических передач

ИРП-75

ИРП-150

ИРП-200

ИРП-300

ИРП-40А

Согласно таблицы выбираем масло ИРП-150.

Список литературы

1. Киселев В. В., Покровский А. А., Ульев Д. А. Методические рекомендации по выполнению курсового проекта по дисциплине «Детали машин» — Иваново: ИвИ ГПС МЧС России, 2004 — 43с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой