2015-08-21
724
1.1.Назначение и краткое описание привода [1].
Курсовой проект является заключительным этапом в изучении общеинженерного курса “Прикладная механика” и имеет своей целью приобретение студентом навыков практического применения знаний, развитие умения пользоваться справочной литературой и стандартами, ознакомление с основными правилами и приемами проектирования механизмов и машин.
Знания и опыт, приобретенные студентами при выполнении курсового проекта, послужат базой для изучения устройства, принципов работы и основ проектирования специального технологического оборудования. Наиболее характерными темами курсовых проектов являются приводы машин металлургического, литейного, сварочного, коксохимического производства или общего назначения.
Курсовой проект состоит из графической части и расчетно-пояснительной записки (30…40 страниц формата А4).
Содержание графической части проекта и расчетно-пояснительной записки изложено в специальных методических указаниях.
|
|
|
1.2.Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода[1].
Основными исходными данными для выбора электродвигателя являются мощность на выходном валу привода и частота вращения его вала.
Требуемая мощность электродвигателя:
где P-мощность на выходном валу привода;
общий КПД привода.
При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов (передач):
Рекомендуемые значения КПД:
ηМ = 0.98 [2]
ηЦП = 0.91 [2]
ηЗП = 0.98 [2]
Ртр= 2.7/0.874= 3.09 Вт
Выбираем Рдв так, что бы Рдв была больше Ртр
Рдв=4 кВт
Требуемая частота вращения вала электродвигателя:
nдв.тр = nвых* iобщ
где nдв.тр -частота вращения выходного вала привода, 
iобщ общее передаточное отношение привода, определяемое как произведение значений передаточных отношений входящих в него передач:
iобщ = iзп* iцп
Рекомендуемые значения передаточных отношений для различных передач:
iзп = 4 [2]
iцп = 3 [2]
nдв.тр = 110*4*3= 1320 об/мин
По полученным значениям Ртр и nдв.тр подбирается электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А (закрытый обдуваемый) по ГОСТ 19523-81.
Двигатель 100L4/1430
Номинальная частота вращения двигателя n1 = nн = 1430 об/мин
По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке nн и частоте вращения выходного вала n уточняется передаточное отношение привода:
iобщ = nн / n =1430/110= 13
iцп = iобщ /iзп = 13/ 4 = 3.25
Рассчитаем угловые скорости вращения валов привода:
I вал: ω1 = π *n1/30= 3.14*1430/30=149.75 рад/с
II вал: n2 = n1 / iзп=1430/4=357.5
ω2 = π *n2/30=3.14*357.5/30=37.44 рад/с
III вал: n3 = n2/ iцп=357.5/3.25=110
|
|
|
ω3 = π *n3/30=3.14 *110/30=11.51 рад/с
Вращающие моменты на валах определяют из условия постоянства мощности с учетом потерь:
Т1= Ртр/ω1= 3.09/149.75=2.06* 
10 
Нмм
Выбор электродвигателя:
должна быть больше чем 
выбираем мощность двигателя: 
=2,2 кВт [2];
Принимаем 
[2], 
(желательно меньше, чем 
) [2];
· 
=4·3=12;
Нужно подобрать стандартное значение 
(
> ), оно равно: 
[2];
По полученным значениям и подбираем электродвигатель: двигатель 90L4/1425 [2],
где 1425-номенальная частота вращения двигателя;
Находим точное значение 
: 
Уточняем передаточное отношение цепной передачи 
: = 
Кинематический расчет:
Угловые скорости вращения валов привода:
1) 
2) 
3) 
Силовой расчет:
1) 
2) 
3) 
1.4.Последовательность проектного расчета закрытых цилиндрических передач [1].
1.4.1.Выбор материала зубчатых колес и вида термообработки [1].
При выборе материала для шестерни и колеса следует ориентироваться на применение одной и той же марки стали, но с различной термической обработкой, чтобы твердость шестерни была не менее, чем на 20…30 единиц HB больше твердости колеса при прямых зубьях и более 40 единиц HB - при косых и шевронных зубьях.
При твердости шестерни и колеса 45 HRC и более не требуется обеспечивать повышенную твердость материала шестерни.
Таблица 1. Механические характеристики сталей для зубчатых колес.
| Марка стали | Вид термической обработки | Предельный диаметр заготовки шестерни, мм | Предельная толщина или ширина обода колеса, мм | 
МПа
| 
МПа
| 
МПа
| Твердость поверхности HB (HRC) |
| Нормализа-ция | Любой | Любая | |||||
| Улучшение |
Механические характеристики сталей для зубчатых колес приведены в табл.1. Для сравнения твердости, выраженной в единицах HB и HRC, можно пользоваться примерной зависимостью:
1 HRC 
10HB.
Таким образом, твёрдость шестерни составит HB1 = 235, а колеса — HB2 = 205
1.4.2.Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса [1].
Циклограмма режима нагружения:
Определение допускаемых контактных напряжений 
регламентируется ГОСТ 21354-75:
где 
предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения (см. табл. 2); 
коэффициент безопасности (табл. 2); 
коэффициент долговечности, определяемый по формуле:
Таблица 2. Значения предела контактной выносливости и коэффициента безопасности.
| Термическая или термохимическая обработка | Средняя твердость |  , МПа
| 
|
| Нормализация или улучшение |  350HB
| 2(HB)+70 | 1,1 |
Значения базового числа циклов нагружения 
Эквивалентное число циклов нагружения за весь срок службы передачи 
при постоянной нагрузке:
при переменной нагрузке:
где n- частота вращения шестерни (колеса), мин 
; 
- срок службы передачи под нагрузкой, ч; c- число зацеплений (число одинаковых зубчатых колес, одновременно находящихся в зацеплении с данной шестерней (колесом)(с=1); 
заданы циклограммой нагружения (
наибольший длительно действующий момент)); m-показатель степени, m=3.
Значения 
, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 
для мягких и 
для твердых (>350HB) колес.
Расчет прямозубых передач ведут по меньшему из полученных для шестерни и колеса значений 
.
Для непрямозубых передач:
при этом должно выполняться условие:
где 
, как правило, является 
.
Расчет:
Так как нагрузка переменная то пользуемся формулой для переменной нагрузки:
где 
Так как 
, то принимаем: 
1.4.3.Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб[1].
Допускаемые напряжения 
определяются по формуле:
где 
предел выносливости на изгиб при базовом числе циклов нагружения (табл. 3); 
-коэффициент безопасности (табл. 3); 
коэффициент долговечности:
где m- показатель степени, зависящий от твердости: m=6 при твердости 350HB; m=9 при твердости >350HB; 
эквивалентное число циклов нагружения зубьев за весь срок службы передачи, определяемое по формулам: 
и но при этом в формуле m=6 при твердости 350HB; m=9 при твердости >350HB. Принимаем m=6, c=1.
|
|
|
Значения 
, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 
при твердости 350 HB и 
при твердости >350 HB.
Таблица 3. Значения пределов выносливости 
и требуемых коэффициентов безопасности 
.
| Термическая обработка и марка стали | Твердость HB или HRC |  МПа
|
|
| Нормализация или улучшение | 180…350 HB | 1,35(HB)+100 или 1,8(HB) | 1,65 |
Расчет:
Так как 
, то 
=1,65;
1.4.4.Определение предельно допускаемых напряжений [1].
При кратковременных перегрузках (расчет на пиковые нагрузки) предельно допускаемые напряжения определяются по эмпирическим зависимостям:
при твердости 350 HB;
HRC при твердости >350 HB;
при твердости 350 HB;
при твердости >350 HB;
Расчет:
1.4.5.Определение межосевого расстояния [1].
Выполняется по формуле:
где U- передаточное число ступени редуктора; A- численный коэффициент, A=310 для прямозубых передач; A=270 для косозубых и шевронных передач; T 
- вращающий момент на валу колеса (Н·мм); 
- коэффициент ширины зубчатого венца. По ГОСТ 2185-66 
может принимать значения: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25. Для прямозубых передач =0,125…0,25; для косозубых 
=0,25…0,4; для шевронных =0,5…1,0; 
коэффициент нагрузки.
где 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями. Для прямозубых передач =1, для непрямозубых =1,0…1,15; 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 4).
Таблица 4. Ориентировочные значения .
| Расположение колес относительно опор | Твердость | |
| 
| |
| Симметричное | 1,0…1,15 | 1,05…1,25 |
- коэффициент динамичности нагрузки, =1…1,1.
По полученному значению 
принимается ближайшее стандартное по ГОСТ 2185-66 (мм):
40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (224); 250; (280); 315; (355); 400.
Расчет:
U=4; A=310 для косозубых передач; T =173712,728 (Н 
мм); =0,25;
=1; =1,1; =1,05;
По ГОСТ 2185-66 принимаем стандартное значение 
=160(мм).
1.4.6.Выбор модуля зацепления [1].
|
|
|
При твердости зубьев шестерни и колеса m=(0,01…0,02) ; при твердости зубьев шестерни 
45 HRC и колеса 350 HB m=(0,0125…0,025) ; при твердости зубьев шестерни и колеса 
m=(0,016…0,0315) .
По ГОСТ 9563-80 принимается ближайшее стандартное значение модуля, (мм): 1,5; (1,75); 2,0; (2,25); 3,0; (3,5); 4,0; (4,5); 5,0; (5,5); 6,0; (7,0); 8,0; (9,0); 10… (значения в скобках менее предпочтительны).
Для косозубых и шевронных колес стандартным считают нормальный 
.
Расчет:
=(0,01…0,02)* =(1,6…3,2);
По ГОСТ 9563-80 принимаем стандартное значение =3.
1.4.7.Определение суммарного числа зубьев [1].
Для прямозубых передач: 
для косозубых и шевронных: 
где 
- угол наклона зубьев. Для прямозубых передач 
, для косозубых 
° и для шевронных 
°.
Расчет:
1.4.8.Определение числа зубьев шестерни и колеса [1].
при этом: 
По округленным до целых значениям зубьев уточняется передаточное число 
Расхождение с принятым ранее номинальным передаточным числом не должно превышать ±2,5%.
Расчет:
При этом 
17·(cos0°) 
1.4.9.Проверка межосевого расстояния [1].
Для прямозубых колес: 
для косозубых и шевронных: 
Если полученное значение не соответствует ранее принятому стандартному, расхождение устроняется изменением угла наклона зубьев:
где - стандартное значение.
Вычисление 
производится с точностью до пяти значащих цифр. Действительный угол наклона зубьев при этом определяется с точностью до 1 секунды. Рекомендуется проверить расчеты, определив:
с точностью до сотых долей миллиметра и убедиться, что 
соответствует значению, принятому ранее.
Расчет:
что соответствует принятому ранее значению. 
Проверка: 
1.4.10.Проверка значения [1].
Если принятое ранее значение 
должно выполняться условие: 
В данном случае проверить , т. к. 
=0, значить принимаем 
Ширина зубчатого венца колеса 
шестерни 
мм с последующим округлением до целых значений.
Расчет:
1.4.11.Проверка правильности принятых ранее значений размеров заготовок [1].
Диаметр заготовки для шестерни:
мм;
ширина заготовки для зубчатого венца колеса: 
мм; толщина заготовки для обода колеса: 
мм. Полученные значения размеров заготовок не должны превышать принятых ранее по табл. 1.
Расчет:
1.4.12.Определение окружной скорости в зацеплении [1].
Расчет:
1.4.13.Назначение степени точности передачи в зависимости от окружной скорости [1].
Для редукторов назначение степени точности ниже 8-й нецелесообразно.
Таблица 5. Степень точности зубчатых передач по ГОСТ 1643-81.
| Передача | Зубья | Предельная окружная скорость, м/с при степени точности | |||
| Цилиндрическая | Прямые | ||||
| Непрямые |
Руководствуясь данной таблицей и полученными выше значениями, принимаю степень точности равной 8.
1.4.14.Уточнение коэффициента нагрузки [1].
где =1 для прямозубых передач; для непрямозубых см табл. 6.
Таблица 6. Значение коэффициента для непрямозубых колес.
| Степень точности | Окружная скорость, м/с | ||||
| до 1 | |||||
| 1,06 | 1,09 | 1,13 | - | - |
Значения 
и 
принимаются по табл. 7, 8.
Таблица 7. Значение коэффициента .
| Твердость 350HB
| Твердость > 350HB | ||||
| Расположение колес | Расположение колес | |||||
| консольное | несимметр. | симметричное | консольное | несимметр. | симметричное | |
| 0,6 | 1,24 | 1,06 | 1,02 | 1,50 | 1,14 | 1,04 |
Таблица 8. Значение коэффициента .
| Степень точности | Зубья | Твердость HB | Окружная скорость, м/с | |||
| До 3 | 3…8 | 8…12,5 | 12,5…20 | |||
| Прямые | 350HB
| 1,25 | 1,45 | – | – | |
| > 350HB | 1,2 | 1,35 | – | – |
Расчет:
=1; =1,02; =1,45;
1.4.15.Проверка величины расчетного контактного напряжения [1].
полученное значение расчетного напряжения должно находиться в пределах 
Расчет:
Полученное значение 
находится в пределах 
значит значение 
рассчитано верно.
1.4.16.Проверка контактной прочности при кратковременных перегрузках [1].
где 
-расчетное напряжение.
Расчет:
Так как 
, то 
должно быть меньше или равно 
1.4.17.Проверка зубьев на выносливость при изгибе [1].
где 
-коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев (для непрямозубых колес от- эквивалентного числа зубьев 
| z | … | 100 и более | |||||||||||
|
| … | 4,26 | 4,07 | 3,98 | 3,92 | 3,88 | 3,81 | 3,79 | 4,70 | 4,65 | 3,62 | 3,61 | 3,60 |
- коэффициент, учитывающий наклон зубьев.
Для прямозубых колес =1, для непрямозубых =1- 
.
коэффициент нагрузки, 
где 
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.
Для прямозубых передач =1, для непрямозубых значения следующие:
Значение коэффициента 
| Степень точности | ||||
| 0,7 | 0,8 | 0,9 | 1,0 |
Таблица 9. Значение коэффициента 
.
|
| Твердость | Расположение колес | |||
| симметричное | несимметричное | консольное, шариковые подшипники | консольное, роликовые подшипники | ||
| 0,6 | 350 HB
| 1,05 | 1,12 | 1,62 | 1,40 |
Таблица 10. Значение коэффициента 
.
| Зубья | Степень точности | Твердость, HB | Окружная скорость, м/с | ||
| 3…8 | 8…12,5 | ||||
| Прямые | 350 HB
| 1,25 | 1,45 | – | |
| >350 HB | 1,2 | 1,35 | – |
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 9). - коэффициент динамичности нагрузки (табл. 10).
Расчет по формуле 
выполняется для менее прочного из пары зубчатых колес, т.е. для того, у которого отношение 
имеет меньшее значение.
Расчет:
; 
62.036 < 63.771 
расчёт выполняем для колеса
=3,605;
=1;
=1; =1,05; =1,45;
1·1,05·1,45=1,5225;
должно быть меньше или равно 
1.4.18.Проверка зубьев на изгиб при кратковременных перегрузках[1].
где 
- расчетное напряжение, полученное по формуле 
Расчет:
Так как 
, то 
должно быть меньше или равно 
, 
1.4.19.Определение и сведение в таблицу основных параметров передачи[1].
Таблица 11. Основные параметры зубчатой передачи.
| Наименование параметра | Обозначение и численные значения |
| 1. Вращающий момент на ведомом валу, Н*м |  =44.3
|
| 2. Угловые скорости валов, рад/с |  =46
|
 =12
| |
| 3. Межосевое расстояние, мм | =160
|
| 4. Модуль, мм: нормальный |  =3
|
| 5. Угол наклона зубьев, град | =0 
|
| 6. Число зубьев: шестерни колеса |  =21
|
 =86
| |
| 7. Диаметр делительный, мм: шестерни колеса |  =63
|
 =258
| |
| 8. Диаметр вершин, мм: шестерни |  =69
|
| колеса |  =264
|
| 9. Диаметр впадин, мм: шестерни колеса |  =55.5
|
 =250.5
| |
| 10. Ширина зубчатого венца, мм: шестерни колеса |  =50
|
 =40
| |
| 11. Силы в зацеплении, Н: окружная радиальная осевая |  =1406.35
|
 =511.87
| |
 =0
|
