Проектирование привода, состоящего из асинхронного электродвигателя единой общей серии 4А, двухпоточного редуктора и рабочего органа (барабана)

Содержание

Техническое задание

Введение

1 Энергетический и кинематический расчет привода

2 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

3 Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Проектный расчет передачи

3.2 Расчет геометрических параметров передачи

3.3 Силы в зацеплении

3.4 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость

3.5 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

3.6 Проектный расчет конической зубчатой передачи

4 Расчет других передач с помощью ПЭВМ

5 Расчет валов

5.1 Проектный расчет валов

5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора

6 Выбор подшипников

6.1 Проверочный расчет подшипников тихоходного вала

7 Расчет шпоночных соединений

8 Выбор муфт

9 Смазка редуктора

Список использованных источников

Введение

Для курсового проекта по деталям машин свойственна много-вариантность решений при одном и том же задании . Существуют различные типы механических передач : цилиндрические прямозубые и косозубые конические, гипоидные , червячные , глобоидные, одно- и многопоточные , планетарные , волновые и т.д. При выборе типа передачи руководствуются показателями , среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса мощность , плавность работы, технологические требования и др. При выборе типа передач, вида зацепления , механических характеристик материалов надо учитывать , что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости машин . Таким образом , изыскания путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой сбережения природных ресурсов .Уместно отметить , что большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии проходит через механические передачи , поэтому и КПД во многой степени определяет эксплуатационные расходы.

Проектируемый привод состоит из асинхронного электродвигателя единой общей серии 4А, двухпоточного  редуктора и рабочего органа (барабана). Электродвигатель , редуктор  установлены на одной раме . Для соединения редуктора и рабочего органа используется жестко компенсирующая  муфта .

Применение схемы двухпоточного редуктора с цилиндрическими и коническими колесами позволяет уменьшить габариты редуктора , а следовательно и расходы  материалов на его изготовление . Для увеличения износостойкости шестерен применяется поверхностная закалка зубьев  ТВЧ .

1.Энергетический и кинематический расчет привода.

Мощность на барабане

P_{п р} = F_t * V = 3.3 * 0.8 = 2.64 кВт, где F _t — окружное усилие на барабане, H;

V—окружная скорость, м/с ².

Общий КПД привода

h ₀ = h²₁ * h ₂*h ₃* h³₄ = 0,98 ² * 0,96 *0,97 * 0,9925 ⁴ = 0.8766727, где h ₄ = 0,9925—КПД пары подшипников согласно таблице 2.1[5];

h ₁ = 0,985—КПД муфты ;

h ₃ = 0,97—КПД цилиндрической зубчатой передачи .

h ₂ = 0,96—КПД конической зубчатой передачи .

Требуемая мощность двигателя

Р ^т_{д в}= P_{п р} / h ₀ = 2.64 / 0.8766727 = 3.011386 кВт .

Частота вращения приводного барабана

n _{п р} =60 * 1000*V / ( D_б * p) = 60 * 1000 *0.8 / (225 * 3.14) = 67.9 ≈ 68 мин ^-1.

Ориентировочное передаточное число привода

U ₁⁰ = 3─  передаточное число конической пары

U ₂⁰ = 4─  передаточное число цилиндрической пары

Ориентировочная частота вращения двигателя

n^о _{д в} = n ₁⁰ * U₂ ⁰ * n _{п р} = 3 * 4 * 68 =816 мин ^-1.

Согласно ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель единой общей cерии 4А 112 МВ8 У3 с параметрами:

Р_{д в}=3,0 кВт ; n _{д в}=700 мин ^-1.

Передаточное число редуктора

U _п =  n _{д в} / n _{п р} = 700 / 68 = 10.2941176

Принимаем U₂= U₂⁰ =4 => U₁= U_п / U₂ =10.2941176 / 4 =2.5735

Определяем крутящие моменты и частоты вращения по валам привода :

- Входной вал редуктора

n ₁ = n _{Д В} = 700 мин ^-1;

Р ₁ = Р ^Т _{Д В}* h ₁* h ₄  = 3.011386 * 0,985 * 0.9925 = 2,9439 кВт ;

Т₁ = 9550 * Р₁ / n ₁ = 9550 * 2.9439 / 700 = 40.164 Нм .

- Промежуточный вал редуктора

n ₂ = n ₁ / U ₁= 700 / 2.5735 = 272 мин ^-1;

Р₂ = Р₁·* h ₂ * h ₄ = 2,9439 * 0,96 * 0,9925 = 2.805 кВт;

Т₂  = 9550 Р₂ / n ₂ = 9550 * 2.805 / 272 = 98.487 Нм .

- Тихоходный вал редуктора

n ₃ = n _{п р} = 68 мин ^-1;

Р₃ = Р ₂ ·* h ₃ ·* h ₁ * h ₄²·= 2.805 * 0,97 * 0,985 * 0.9925 = =2,64кВт;

Т ₃ = 9550·* Р ₃ / n ₃= 9550 * 2.6401 / 68 = 370.77875 Нм;

Данные результатов заносим в таблицу 1 .

Таблица 1.–Результаты кинематического и энергетического расчета привода .

№ вала	Частота Вращения n, мин -1.	Угловая Скорость w, с -1.	Мощность Р, кВт .	Крутящий момент Т, Нм .
1	700	73.266	2.9439	40.164
2	272	28.469	2.8051	98.487
3	68.0	7.117	2.6401	370.77

2.Выбор материала и расчет допускаемых напряжений .

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем  для изготовления шестерен и колес сравнительно недорогую низколегированную сталь 40Х (поковка). По таблице 8.8 [2] назначаем для шестерен термообработка : улучшение.

Механические характеристики:

- Для шестерни:

НВ 260…280,s _В = 950 МПа, s _Т  = 700 МПа .

- Для колеса :

НВ = 230…260, s _В =850 МПа, s _Т =550 МПа .

- Зубья шестерни тихоходной ступени закаливаем:

ТВЧ . при этом НRC 50…59 , s _В = 1000 МПа, s _Т = 800 МПа сердцевина НRC 26…30

При этом обеспечивается приработка зубьев.

Передаваемая мощность: N = 2.94396866 кВт

Частота вращения шестерни: n ₁ = 272 мин ^-1

Желаемая частота вращения колеса: n ₂ ⁰ = 68 мин ^-1

Допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой:

n _{2 д} = 0.05 * n ₂ ⁰ = 0.05 * 68 = 3.4 мин ^-1

Определяем допускаемые напряжения .

Допускаемые контактные напряжения .По таблице 8.9 [2]  предел ограниченной выносливости:

-для шестерни :

s _{Н lim 1} = 2·НВ + 70 = 2 * 270 + 70 = 610 МПа ;

-для колес:

s _{Н lim 2.4} = 2·НВ+70=2*245+70=560 МПа .

-для шестерни тихоходной ступени:

s_{Н lim3}=17·НRC + 200 = 17 * 54.5 + 200 = 1126.5 МПа .

Коэффициент запаса прочности :

-для шестерен и колес:

S _H = 1,2

Определяем срок службы редуктора

t _å = 5·300 * 24 * 0,29 = 10440 часов .

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости :

-для шестерни:

N _{Н lim 1} = 30 * (НВ ₁) ^2,4 = 30 * 270 ^2,4 = 20530252.4;

-для колес:

N _{Н lim 2.4}  = 30 * (НВ _2.4 ) ^2,4 = 30 * 245 ^2,4 = 16259974.39;

-для шестерни тихоходной ступени:

N _{Н lim 3} = 30 * (НВ ₃) ^2,4 = 30 * 54.5 ^2,4 = 441034.8012;

Число циклов изменения напряжений :

-для шестерни:

N _{К 1} = 60 * n ₁ *  t _å * c = 60 * 272 * 10440 * 1=1.7 * 10 ⁸, где с—число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым

n—частота вращения того из колес, по материалу которого определяют допускаемые напряжения, мин. ^-1

-для колес:

N _{К 2.4} = 60 * n ₂ * t _å * c = 60 * 68 * 10440 * 1 = 4.259 * 10 ⁷ ;

- для шестерни тихоходной ступени:

N _{К 3} = 60 * n ₃ * t _å * c = 60 * 700 * 10440 * 1 = 4.3848 * 10 ⁸ ;

Определяем коэффициент долговечности :

-для шестерни :

Z _{N 1} = ( N _{Н lim 1} / N _{К 1} ) ^{0.0 5} = 0.8995984 ;

-для колеса :

Z _{N 2.4} = ( N _{Н lim 2.4}  / N _{К 2.4} ) ^0.05 = 0.952989 ;

-для шестерни тихоходной ступени:

Z _{N 3} = ( N _{Н lim 3}  / N _{К 3} ) ^0.05 = 0.70815 ;

Допускаемые контактные напряжения

-для шестерни :

s _{Н Р 1} = 0,9 * s _{Н lim 1} * Z _{N 1} / S _H = 0,9 *610 * 0.89 / 1.2 = 411.566 МПа ;

-для колес :

s _{Н Р 2.4} = 0,9 * s _{Н lim 2.4} * Z _{N 2.4}  / S _H = 0,9 * 560 * 0.95 / 1.2 = 400.255 МПа .

-для шестерни тихоходной ступени:

s _{Н Р 3}= 0,9 * s _{Н lim 3} * Z _{N 3} / S _H = 0,9 *1126.5 * 0.708 / 1.2 = 598.299 МПа ;

Допускаемые контактные напряжения цилиндрической передачи:

s _{Н Р ц} = 0,45 * (s _{Н Р 1} + s _{Н Р 2} ) = 0,45 * (411.566 + 400.255) = 365.3197 МПа .

Допускаемые контактные напряжения конической передачи:

s _{Н Р к} = 0,45 * ( s _{Н Р 4} + s _{Н Р 3} ) = 0,45 * (400.255 + 598.299) = 449.3497 МПа .

Необходимо выполнение условия:

s _{Н Р} = 0,45 * ( s _{Н Р 1} + s _{Н Р 2} ) < 1,23 * s _{Н Р min} , где s _{Н Р min} = s _{Н Р 2} — меньшее из значений s _{Н Р 1}   и s _{Н Р 2} .

s _{Н Р}  < 1,23 * s _{Н Р min}

365.319 < 492.313

Условие выполняется .

Пределы изгибной выносливости по таблице П 1.3 [7]:

-для шестерни

s_{F lim 1} = 1.75 * Н _{н в 1} = 1.75 * 270 = 472.5 МПа ;

-для колес:

s _{F lim 2.4} = 1.75 * Н _{н в 2.4} = 1.75 * 245 = 428.75 МПа ;

-для шестерни тихоходной ступени:

s_{F lim 3} =525 МПа.

По таблице 1.4 [7] вычисляем коэффициенты долговечности:

-для шестерни

Y _{N 1} = (N _{F G} / N _{R 1} ) ^1/6 = ( ( 4 * 10 ⁶ / ( 1.7 * 10 ⁸) ) ^1/6  = 0,535;

-для колес:

Y _{N 2.4} = (N _{F G} / N _{R 2.4} ) ^1/6 = ( ( 4 * 10 ⁶ / ( 4.25 * 10 ⁸) ) ^1/6 =0.67;

-для шестерни тихоходной ступени:

Y _{N 3} = (N _{F G} / N _{R 3} ) ^1/6 = ( ( 4 * 10 ⁶ / ( 4.38 * 10 ⁸) ) ^1/6  = 0.46;

где     N _{F G} = 4·10 ⁶—базовое число циклов перемены напряжений;

N _R = N _K - расчетное число циклов  напряжений  при постоянном режиме нагрузки;

g _f  = 6 - для зубчатых колес с однородной структурой материала , включая закаленные при нагреве ТВЧ .

Допускаемые напряжения изгиба :

-для шестерни:

s _{F P 1} = s _{F lim 1} * Y _{N 1} * Y _{A 1} / S _{F 1} = 472.5 * 0.53 * 1 / 1.8 = 140.465 МПа;

-для колес:

s _{F P 2.4} = s _{F lim 2.4} * Y _{N 2.4} *Y _{A 2.4} / S _{F 2.4} =428.75 * 0.67 * 1 /1.8=160.588 МПа;

-для шестерни тихоходной ступени:

s _{F P 3} = s _{F lim 3} * Y _{N 3} * Y _{A 3} / S _{F 3} = 525 * 0.46 * 1 / 1.8 = 133.323 МПа ;

где Y _A = 1 — коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки к шестерне и колесу ;

S _F =1,4  2,2 — коэффициент запаса прочности шестерни и колеса .

3Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой  передачи .

3.1 Проектный расчет передачи

Определяем коэффициент нагрузки передачи по таблице 2.1[7]

К = К _V·K _b  » 1,3 , где К _V — коэффициент динамической нагрузки ;

К _b — коэффициент ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца .

Расчетный момент на шестерне

Т ₁ = 9550·N·K/ n ₁ = 9550 * 2.94 * 1,3 / 272 = 134.37 Нм .

Предполагаемое передаточное число

U ⁰ = n ₁ / n ₂ ⁰=4;

Предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального