Проектировка одноступенчатого горизонтального цилиндрического редуктора с шевронными зубьями и цепную передачу для привода для подтягивания вагонеток по наклонному пути

Страницы работы

27 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

Государственный комитет Российской Федерации

по высшему образованию

Удмуртский Государственный Университет

Физический факультет

Кафедра теплоэнергетики

Специальность 100500: «Тепловые электрические станции»

КУРСОВАЯ РАБОТА

по курсу «Детали машин и механизмов»

Выполнил:                                                                      

                                                                                           ст. гр. 34-21

Проверил:                                                                       

Ижевск

                                                               2005

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ. 3

1.    ОПРЕДЕЛЕНИЕ МОЩНОСТИ ПРИВОДА.. 4

2.    ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ.. 5

3.    КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 6

4.    СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.. 7

5.    РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА.. 8

6.    ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА.. 13

7.    ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ. 14

8.    КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС.. 15

9.       КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА.. 16

10.     РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ.. 17

11.     ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ.. 19

12.     ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ.. 21

13      УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ.. 22

14.     ВЫБОР СОРТА МАСЛА.. 26

15.     ИСПОЛЬЗОВАННАЯ ЛИТЕРАТУРА.. 27

                                                    Задание

Спроектировать одноступенчатый  горизонтальный  цилиндрический редуктор с шевронными зубьями  и цепную передачу для привода для подтягивания вагонеток по наклонному пути

Данные для расчета:

1. Масса вагонеток с грузом Q=3,2 т

2.Скорость вагонеток V=1,3 м/с

3.Диаметр барабана Dб=320 мм

4. Коэффициент сопротивления движению W=0,8 кН/т

5.Угол наклона пути β=15˚

6.Коэффициент использования суточный Kс=0,6

7.Коэффициент использования годовой Kг=0,4

1.  Определение мощности привода

Окружная сила F на барабане , кН

              ,где   W – коэффициент сопротивлению движения вагонеток при наличии колёс, кН/т;

Q – масса вагонеток, т;

a - угол наклона пути, градусов;

F= W·Q·cosα+Q·sinα=0,8·3,2·cos15+3,2·sin15=3.279 кН

Тогда мощность двигателя вычисляется по формуле:

где η - общий КПД привода, равный произведению КПД всех передач, подшипников и муфт.

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1=0,98;

Коэффициент ,учитывающий потери пары подшипников качения η2=0,99; КПД открытой цепной передачи  η3=0,92;КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана η4=0,99, коэффициент полезного действия муфты  η5=0,99

Общий КПД привода

η =η1 η22 η3η4η5=0,98·0,992·0,92·0,99·0,99=0,875

P=F·v/η=3.279·103·1,3/0,875= 4872Вт=4.872 кВт

2. Выбор двигателя

Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД привода формулой:


Следовательно, необходимая мощность двигателя равна

                                     Pдв=4,872/0,875=5,57 кВт

Выбираем двигатель с синхронной частотой 1000 об/мин. Тип двигателя 4A132S2УЗ. Номинальная мощность двигателя Рдвн=5,5 кВт

Асинхронная частота n=967 об/мин.

3. Кинематический расчет привода

Согласно марке выбранного двигателя, его асинхронная частота вращения n1=967 об/мин. Эта величина определяет частоту вращения редуктора.

Угловая скорость барабана       wб=2·v/Dб=2·1,3/0,32=8,125 рад/с

Частота вращения барабана         nб=30· wб/π=77,588 об/мин

Таким образом, общее передаточное отношение будет равно:

uобщ=nдв/nвых=967/77,588=12,46

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять  : для редуктора по ГОСТ 2185-66 uр=4,для цепной передачи uц=12,46/4=3,12

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал A

n1 = nдв=967 об/мин

w1=wдв=π·nдв/30=π·967/30=101,26рад/с

Вал B

n2=n1/uц=967/3,12=

=309,94об/мин

w2=w1/uц=101,26/3,12=32,4 рад/с

Вал C

n3 =77,59 об/мин

w1=8,13 рад/c

4. Силовой расчет привода

Силовой расчет включает в себя определение мощности и крутящего момента на  валу.

Крутящий момент на валу электродвигателя Тдв определяется:

Tдв=Pдв/w1=5,57·103/101,3=54,98 Н·м=54,98 ·103 Н·мм

Вращающий момент на валу  шестерни:

T2=Tдв·uц · η1· η2  · η3 =54,98·3,12·0,98·0,99·0,92= 153,11 Н·м

Вращающий момент на валу колеса:

Т32·uр·η1 ·η2 =153,11 ·4·0,98·0,99=594,19 Н·м

Вращающий момент на конце выходного вала:

T4= Т3    ·η·η5=594,19 ·0,99·0,99= 576,54 Н·м

Мощность на валу  шестерни :

P2=Pдв ·η2·η3 =5,57·0,99·0,92=5,07 кВт

Мощность на валу колеса:

P3= P2 ·η1 ·η2  =5,07·0,98·0,99=4,92 кВт

Мощность на конце выходного вала:

P4 =P3· η3 · η 4=5,4·0,92·0,99= 4,92кВт


           5. Расчет зубчатых колес редуктора

Передаточное отношение u=4

Вращающий момент на шестерне Т2=153,11  Н·м.

Вращающий момент на колесе Т3= 594,19 Н·м.

Частота вращения шестерни n2=309,94 об/мин.

Частота вращения колеса n3=77,59  об/мин.

Выбираем материал зубчатых колес: для шестерни сталь 45, термообработка - улучшение, твердость HB230; для колеса та же сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ200.

Допускаемые контактные напряжения:

H]= σHlim KR KvKHL /[SH]

где σHlim длительный предел контактной выносливости (для выбранного материала σHlim =2ННВ+70); [Sh] - коэффициент запаса прочности (так как колеса термически однородно обработаны [Sh] =1,1); KR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей (принимаем KR=1); Kv - коэффициент, учитывающий влияние скорости (ввиду малых скоростей передачи принимаем Kv=1); Khl- коэффициент долговечности:

      6   ––––––   

KHL=NHO/NHL

Под NHO понимается базовое число циклов нагружения (по графику в зависимости от твердости материала для шестерни NHO1=1.3*107, а   для   колеса NHO2=107);Nhl - эквивалентное число циклов нагружения, определяется исходя из графика нагрузки (рис.2) по зависимости:

Nhl=60Σ(Ti/Tmax)ni ti

где ni и ti, - соответствующие моментам Ti частоты вращения и время работы. Чтобы определить суммарный срок службы редуктора (в часах), воспользуемся зависимостью

tΣ =Т∙365КГ24КС,

где Т - срок службы, равный 4 годам; КГ и КC - коэффициенты использования передачи в году и сутках соответственно (КГ =0,4 и Кс=0,6).

tΣ =Т∙365КГ24КС=4∙365∙0,4∙24∙0,6=8409(ч)

Для шестерни:

NHL1=60Σ(Ti/Tmax)3niti=60(1·309,94·0,002·8409+0,763·309,94·0,5·8409+

+0,383·309,94·0,5·8409=3,9·107

Дляколеса:

NHL2=60Σ (Ti/Tmax)3niti=60(1·77,59·0,002·8409+0,763·77,59·0,5·8409+

+0,383·77,59·0,5·8409=1,2·107

Видим, что в обоих случаях NHE>NHG, поэтому принимаем ZN=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса будут соответственно:

В качестве допускаемого контактного напряжения выбираем:

н] = 0.45([σН1]+[σН2]) = 0.45(482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [σн] < 1.23[σН2] выполнено.

Для определения межосевого расстояния примем коэффициент ширины венца для шевронных передач ψа =0,3. исходя из этого, коэффициент ширины колеса примем ориентировочно, как

ψт=0,5∙ψа∙(u+1)=0,5∙0,3∙(4+1)=0,75.Коэффициент нагрузки ориентировочно, для предварительных расчетов в виду симметричного расположения зубчатых колес относительно опор примем KH=1,15

Для шевронных колес Ka =43

Определим межосевое расстояние для этой передачи по формуле:

                           _________________                        __________________  _______

aw=Ka∙(u+1)∙ 3T2KH/н] 2u2∙ ψа  = 43∙(4+1)∙ 3217,72∙103∙1,15/4102∙42∙0,4=

=132,23 мм

По ГОСТ 2185-66 назначим ближайшее к полученному стандартное значение межосевого расстояния аw=140 мм

Нормальный модуль зацепления в этом случае определяется в интервале

mn=(0,01 – 0,02)aw= 1,4-2,8  мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем mn=2  мм.  Определим число зубьев шестерни и колеса, предварительно задав угол наклона зубьев β= 25ْ

z1=2 ∙awcosβ/(u+1)mn =2∙140  ∙cos25 /5 ∙2=25

z2= z1u=100

cosβ= (z1+ z2) ∙ mn/ 2 ∙aw= 125 ∙2/2∙140=0,89  β=26ْ 45´

 Основные размеры шестерни и колеса (1 - шестерня, 2 - колесо): диаметры

Похожие материалы

Информация о работе

Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
282 Kb
Скачали:
0