Привод общего назначения. Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя

Страницы работы

Фрагмент текста работы

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра “Детали машин, подъемно-транспортные

машины и механизмы”

Группа

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по курсу

«Основы конструирования и детали машин»

Тема: ”Привод общего назначения

Пояснительная записка

Исполнитель проекта: ст.                                                 

Консультант: доцент, к.т.н.                                            

Минск 2004


Содержание

Введение.

1. Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя.

2. Расчет зубчатой передачи

3. Предварительный расчет валов.

4. Предварительный выбор подшипников.

5. Проверочный расчет подшипников.

6. Соединение вал-ступица

7. Конструирование корпуса редуктора.

8. Расчет валов на прочность

9. Выбор муфт

10. Смазывание подшипников

11. Технико – экономические показатели

Литература


Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора: понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по отношению к ведущему.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещают элементы передачи: зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определённой машины, либо по заданной нагрузке (момент на выходном валу, мощность и частота вращения и т.д.) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируются по следующим признакам:

1.  типу передачи (зубчатые, червячные, планетарные, волновые и т.д.)

2.  числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т.д.)

3.  типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические и т. д.)

4.  относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные)

5.  особенностям кинематической схемы (развёрнутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.)

Возможность получения больших передаточных чисел при сравнительно малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

В данном курсовом проекте приведён расчёт и конструирование цилиндрического, косозубого, двухступенчатого, соосного редуктора.

БНТУ 400102.00.00 ПЗ

 

1.Исходные данные проекта, кинематический и динамический расчет привода, выбор электродвигателя.

Рис.1 Кинематическая схема разрабатываемого редуктора

1 – электродвигатель, 2 – муфта упругая, 3 – редуктор, 4 – муфта жестко-коммпенисирующая,  5 – барабан приводной.

Исходные данные:  

График нагрузок:

БНТУ.400102.00.00 ПЗ

 

БНТУ 400102.00.00 ПЗ

 
Рис. 2


1.1 Выбор электродвигателя, кинематический  и силовой расчет.

По табл. 1.1 [1, с.4] примем:

-  КПД пары цилиндрических зубчатых колес ;

-  коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения ;

-  коэффициент потерь муфт ;

Общий КПД привода .

Затрачиваемая мощность на барабане:  Рб = FtJ = 3,2 . 1,2 = 3.84 (кВт).

Отсюда требуемая мощность двигателя:

Для данного значения мощности электродвигателя выбираем марку двигателя серии 4А, из табл. 24.8 [1, с.377]:

-  тип 132S6;

-  синхронная частота вращения – 1000 мин-1;

-  асинхронная частота вращения – 965 мин-1.

Общее передаточное число (оно же соответствует передаточному числу редуктора):

Передаточное число тихоходной косозубой передачи:

                                                 [1,c.7]

Передаточное число быстроходной косозубой передачи:

Частота вращения барабана:

Частоты вращения валов:

Определение мощности на валах привода производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле

где     – мощность на расчетном валу, кВт;

БНТУ.400102.00 ПЗ

 
          – мощность на предыдущем валу, кВт;
 – КПД передачи между двумя валами.

Мощности на валах привода:

Вращающие моменты на валах привода определяются по формуле:

;

где     – искомый крутящий момент на валу, ;

 – крутящий момент на предыдущем валу, ;

 – передаточное число цепи.

Значения мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах

Номер вала

Параметры

Рi,кВт

ni, мин--1

Ti, Н.м

Вал двигателя

4,31

965

42,6

1

4,17

965

41,3

2

4,1

206,7

190

3

3,93

57,3

655

Вал барабана

3,84

57,3

640

БНТУ 400102.00.00  ПЗ

 

2. Расчет зубчатой передачи.

Тихоходная передача

Исходные данные:

Частота вращения n2 = 206,7 об/мин; n3 = 57,3 об/мин.

Передаточное число uT =3,6.

График нагрузок см. рис. 2.

Материалы шестерни и зубчатого колеса.

Материал шестерни:

Сталь 40Х

НВ 265

(улучшение)

Материал колеса:

Сталь 40Х

НВ235

(улучшение).

2.1.Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемое контактное напряжение для кососубой передачи

                                      [3.c4]

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

, где  sHlimb – предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, SHmin – минимальный коэффициент запаса прочности, Zn – коэффициент долговечности,ZL – коэффициент, учитывающий влияние вязкости смазочного материала, ZR – коэффициент, учитывающий влияние исходной шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, ZL – коэффициент, учитывающий окружную скорость колес, ZL – коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса.

Принимаем произведение следующих коэффициентов следующее:

ZL ZR ZJ ZX = 0,9.                                                               [3,c.12]

                                                      [3,c.5]

Шестерня      .

Колесо           .

Так как выход из строя редуктора не связан с тяжелыми последствиями, то по табл.2 [3,с.6]

SHmin = 1,1.

Коэффициент Zn определяется по следующим формулам:

БНТУ 400102.00.00 ПЗ

 
                                                             при NHE<NHG                                                                          [3,c.7]

  при NHE>NHG                                         [3,c.7]

где NHG – базовое число циклов напряжений, NHЕ – эквивалентное число циклов напряжений.

 


БНТУ 400102.00.00 ПЗ

 
                                          [3,c.7]

Шестерня      .

Колесо          

                                                  [3,c.8]

где с=1 – число колес в зацеплении, m=6 – показатель наклона кривой усталости, Т1max – наибольший номинальный момент.

Определим ресурс    Lh = 24.365.Ксут. Кгод. Lгод                                                                    [3,c.9]

Lh = 24.365.0.25.0.5.6 = 6570 (ч)

т.к. NHE2<NHG2, то

т.к. NHE1>NHG1, то

.

Допускаемые напряжения для каждого колеса:

Допускаемое контактное напряжение:

Необходимо, чтобы выполнялось условие:

.

Условие выполнилось


2.2. Расчет зубчатых передач на контактную усталость активных поверхностей зубьев.

Тихоходная передача

1.  Определяем ориентировочное значение среднего делительного диаметра шестерни

;                                       [2,c.57]

где Кd = 675 – вспомогательный коэффициент, Т – вращающий момент

Похожие материалы

Информация о работе