Привод бегунов для приготовления формовочной земли по схеме, состоящий из электродвигателя, упругой муфты и зубчатой муфты, редуктора, открытой зубчатой передачи и бегунов, служащих для перемешивания формовочной земли

Введение

Курсовой проект способствует закреплению, углублению и обобщению знаний и применению этих знаний к комплексному решению конкретной инженерной задачи по проектированию деталей машин.

Следует отметить особую роль курсового проектирования по "Деталям машин и основам конструирования" в приобщении студентов к деятельности инженеров и исследователей, в понимании значения общетеоретических и общеинженерных дисциплин.

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 об/мин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаем имеют небольшую частоту вращения n = 20 – 100 об/мин (барабан, лебедки, ведущий барабан ленточного транспортера и т. д.) или более высокую частоту вращения, чем у электродвигателя.

Для преобразования вращательного движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи, предназначенные для исполнения целого рода других функций, основными из которых являются:

-  повышение или понижение крутящего момента;

-  изменение траектории или характера движения;

-  регулирование и изменение скорости;

-  предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод бегунов для приготовления формовочной земли по схеме, состоящий из электродвигателя, упругой муфты и зубчатой муфты, редуктора, открытой зубчатой передачи и бегунов, служащих для перемешивания формовочной земли.

1   КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ И ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Мощность на тяговом валу

,                                                      (1)

где  – окружное усилие на тяговой звездочке,  = 2,2 кН;

 – окружная скорость звездочки,  = 0,9 м/с.

Определим потребную мощность электродвигателя, кВт, для привода по формуле

,                                                      (2)

где – потребная мощность на выходном валу редуктора,  кВт;

 – коэффициент полезного действия (к.п.д.) привода.

,                                                (3)

где  – к.п.д. зубчатой передачи с коническими колесами,  [3];

 – к.п.д. зубчатой передачи с цилиндрическими колесами,  [3];

 – к.п.д. цепной передачи,  [3];

 − к.п.д. опорной пары подшипников качения,  [3].

Тогда

 кВт

Принимаем асинхронный трехфазный короткозамкнутый закрытый обдуваемый двигатель 4А90L4У3, имеющий  об/мин,  кВт.

Определим передаточное отношение привода по формуле

,                                                          (4)

где n₁ – частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n₄ – частота вращения выходного вала редуктора, об/мин.

Передаточное отношение цепной передачи .

Тогда передаточное отношение редуктора равно

,                                                     (5)

По рекомендации таблицы 17, [3] принимаем передаточное отношение цилиндрической передачи .

Передаточное отношение редуктора определяется по формуле

,                                                 (6)

где  U₁ – передаточное отношение первой ступени;

U₂ – передаточное отношение второй ступени.

Передаточное отношение конической зубчатой передачи равно

Определим частоту вращения, об/мин, каждого вала привода.

об/мин,

                      об/мин,                                    (7)

                       об/мин,                                   (8)

                           об/мин,                                  (9)

Определим мощности , кВт, на каждом валу привода

 кВт,

                  кВт,                             (10)

                  кВт,                            (11)

                 кВт.                            (12)

Определим вращающий момент, Н^.м, на каждом валу привода по формуле

                             ,                                                      (13)

где N_i – мощность на соответствующем валу, Вт;

n_i – частота вращения соответствующего вала, об/мин.

 Н·м,

 Н·м,

 Н·м,

 Н·м.

Результаты расчета представим в таблице 1.

Таблица 1 – Вращающие моменты валов

Ориентировочно определим диаметры валов, мм, по формуле

                          (14)

где Т_i – вращающий момент на соответствующем валу, Н^.м;

 – допускаемое напряжение на кручение,  МПа.

 м,

 м,

 м,

 м.

Результаты представим в таблице 2.

Таблица 2 – Ориентировочные диаметры валов

2   ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ И РАСЧЕТ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

2.1 Выбор материалов

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерен сравнительно недорогую легированную сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [1] назначаем для колес термообработку: улучшение 230…260 НВ, s_в=850 МПа, s_т=550 МПа; для шестерен второй ступени – улучшение 260…280 НВ, s_в=950 МПа, s_т=700 МПа; зубьям шестерен первой ступени – азотирования поверхность HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, s_в=1000 МПа, s_т=800 МПа. При этом обеспечивается приработка зубьев обеих ступеней.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней

                   МПа                          (15)

Для шестерни первой ступени  МПа.

Коэффициент безопасности (согласно таблице 8.9 [1]) для первой ступени  s_н = 1,2, для второй ступени s_н = 1,1.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени определим по формуле

,                                                        (16)

где – частота вращения колеса, об/мин;

– суммарный срок службы привода,  часов.

По графикам  (рисунок 8.40 [1]) для колеса второй ступени НВ 245 , для шестерни первой ступени HRC55 .

По таблице 8.10 [1] . По формуле 8.64 [1] для колеса второй ступени

,                                                  (17)

Для всех колес передачи определим К_HL по формуле

                            ,                                                    (18)

Допускаемые контактные напряжения для второй ступени определяются по материалу колеса, как более слабому по формуле

                             ,                                            (19)

 МПа

Для колеса первой ступени также  МПа.

Для шестерни

 МПа

При этом за расчетное принимают среднее из [s_н]₁ и [s_н]₂, но не более 1,25[s_н]_min.

                           ,                                          (20)

 МПа

Принимаем  МПа.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

По таблице 8.9 [1] для колес обеих ступеней  МПа.

Для шестерни первой ступени  МПа.

Для шестерни второй ступени  МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость по формуле

,                                                (21)

где s_FO – предел выносливости зубьев по напряжению изгиба;

S_F – коэффициент  безопасности (S_F   » 1,55…1,75);

K_FC – коэффициент, учитывающий влияние одностороннего приложения нагрузки, K_FC   = 1;

K_FL – коэффициент долговечности.

,                                                  (22)

,                                                (23)

Предварительно по формуле 8.68 [1] и таблице 8.10 [1] для колеса второй ступени при  и ранее найденных значений N_å получим

По таблице 8.9 [1] . Для колес обеих ступеней

МПа

Для шестерни первой ступени

МПа

Для шестерни второй ступени:

МПа

2.4 Допускаемые напряжения при кратковременной нагрузке

Определим предельные контактные напряжения при кратковременной перегрузке [s_н]_max (таблица 8.9 [1]).

Для колес обеих ступеней

                            ,                                              (24)

МПа

Для шестерни второй ступени

МПа

Для шестерни первой ступени

                              ,                                            (25)

 МПа

Предельные напряжения изгиба для обоих колес

,                                            (26)

 МПа

Для шестерни второй ступени

 МПа

Для шестерни первой ступени  МПа.

3   РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

3.1  Расчёт второй тихоходной прямозубой ступени

Определим межосевое расстояние по формуле

                    ,                                        (27)

где U₂ – передаточное отношение второй ступени, ;

Е_пр – приведенный модуль упругости,

 МПа                                      (28)

Т₃ – вращающий момент на выходном валу редуктора,

 Н×мм;

y_bd – коэффициент, учитывающий влияние ширины колеса:

                        ,                                             (29)

где  y_bа   – коэффициент ширины колеса относительно межосевого рас-стояния, по таблице 8.4 [1] .

       К_Нb – коэффициент концентрации нагрузки при расчетах по контактным напряжениям, определяется по графику 8.15 [1], .

Отсюда

 мм

Округляем до ближайшего значения по ряду R_a 40 мм.

Определяем ширину колеса по формуле

,                                                 (30)

мм

Находим модуль, мм, по формуле

,                                                     (31)

где y_m – определяется по таблице 8.5 [1], .

 мм

Назначаем модуль  мм.

Суммарное число зубьев равно

                                                                  (32)

Число зубьев шестерни равно

,                                                (33)

.

Принимаем .

Число зубьев колеса равно

                            ,                                                (34)

.

Фактическое передаточное число

                            ,                                                    (35)

.

Тогда

.                                        (36)

Делительные диаметры шестерни и колеса равны

                      мм,                                      (37)

                    мм.                                    (38)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям по формуле

.                                   (39)

Окружная скорость, м/с, определяется по формуле

                              ,                                                (40)

 м/с.

По таблице 8.2 [1] назначаем 9-ю степень точности.

,                                                (41)

По таблице 8.3 [1] . Ранее было найдено. Тогда

.

Тогда значение контактных напряжений равно

 МПа.

Полученное значение напряжений больше допускаемого, поэтому изменим