Выбор параметров передач и элементов привода

Расчетно-пояснительная записка

К курсовому проекту

 

 

Выполнил: Ананченко К.С.

Группа: М-301

Проверил: Пахоменко А.Н.

 

ТОЛЬЯТТИ 2004г.

Введение

 

Целью курсового проекта является практическое закрепление знаний по дисциплине и приобретение навыков проектирования основных узлов и деталей машин.

Объектом курсового проектирования являются механические передачи для преобразования вращательного движения, а также вращательного в поступательное. В рассматриваемом приводе представлены основные детали, кинематические пары и соединения. Здесь есть цепные и цилиндрические передачи, валы, оси, подшипники, соединительные муфты, соединения резьбовые, сварные, штифтовые, вал-ступица, корпусные детали, уплотнительные устройства и так далее. При проектировании редуктора находят практическое приложение такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости и так далее.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящиеся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике, трибонике и др. Широко используются также знания из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии машиностроения, машиностроительного черчения и др.

Выбор электродвигателя и энерго-кинематический расчет привода

Кинематическая схема привода общего назначения.

ЭД – электродвигатель

1 – цепная передача

2 – коническая передача

3 – цилиндрическая передача

Мощность на выходном валу привода: Р_вв=2,1кВт.

Частота вращения на выходном валу привода: n_вв=112об/мин.

Нагрузка постоянная.

Коэффициент перегрузки: К_п=1,45.

Срок службы привода: t=25000сек.

 

Энерго-кинематический расчет привода

Исходные данные для расчета:

Мощность на выходном валу: 2,1 КВт.

Частота вращения выходного вала: 112об/мин.

Нагрузка постоянная

Срок службы: 25000 часов.

1-цепная передача.

2-цилиндрическая косозубая передача.

3-цилиндрическая прямозубая передача.

Передачи 2 и 3 закрытые.

ЭД – электродвигатель.

 

Выбор параметров передач и элементов привода

 

Назначаем КПД (h) передач и элементов (подшипников) привода:

- цепная передача — 0,96

- передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98

- передача редуктора цилиндрическими зубчатыми колесами — 0,98

- подшипники качения (одна пара) — 0,995

Определяем ориентировочное (расчетное) значение КПД привода:

 

, где:

 

m - число пар подшипников качения в приводе (для данной схемы m=3)

 

 

Задаемся передаточными числами (U) передач привода:

- цепная передача — U₁=2

- зубчатая цилиндрическая передача(косозубая) — U₂=3

- зубчатая цилиндрическая передача (прямозубая)— U₃=3

Определяем передаточное число привода:

 

;

 

Определяем расчетную мощность электродвигателя:

 

Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя:

 

Выбираем электродвигатель с учетом расчетной мощности и потребной частоты:

марка электродвигателя —4А 90L4; ; .

Определяем фактическое передаточное число привода:

 

 

Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций и стандартного ряда на передаточные числа:

примем передаточное число цепной передачи — U^ст₁=2,0;

Т.к. редуктор двухступенчатый, то передаточные числа для цилиндрических передач определятся следующим образом:

прямозубая цилиндрическая передача (тихоходная) —

 

,

 

где

 

;

принимаю

 

;

 

косозубая цилиндрическая передача (быстроходная) —

 

 

;

 

Принемаю

 

.

 

Определяем фактическое передаточное число привода с учетом передаточных чисел принятых ранее:

 

;

.

 

Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода:

 

об/мин.

 

Определим погрешность и сравним с допускаемой в 5%:

 

Условие выполняется, переходим к следующему этапу расчета.

Определяем частоты вращения валов привода:

 

об/мин.

об/мин.

об/мин.

об/мин.

 

Определяем вращающие моменты на валах привода:

 

 Н·м.

 Н·м.

 Н·м.

 Н·м.

 

Сводная таблица вращающих моментов и частот вращения валов привода:

 

вал	I	II	III	IV
n, об/мин.	1425	712,5	285	114
T, Н*м	15,494	29,6	72,157	175,901

 

Расчет цепной передачи

 

Исходные данные:

Частота вращения ведущей (малой) звездочки: n₁ = 1425об/мин.

Частота вращения ведомой звездочки: n₂ =712,5 об./мин.

Расчетная мощность двигателя: N = 2,312 кВт.

Передаточное число цепной передачи: u = 2,0.

Расчет:

Определяю число зубьев ведущей (малой) звездочки:

 

z₁=29-2u=29-2·2=25.

 

Принимаю число зубьев ведущей (малой) звездочки:

 

z1=25= z_табл=25…27,

где: z _табл=25…27.

 

Определяю число зубьев ведомой звездочки:

 

z₂=25·2 = 50

 

Определяю фактическое передаточное число цепной передачи:

 

 

Определяю отклонение от заданного передаточного числа:

 

 

Предварительно выбираю роликовую однорядную цепь нормальной серии.

Определяю шаг цепи P по следующей формуле:

 

,

 

где: К_э=К_д·К_а·К_н·К_рег·К_см·К_реж

Для однорядной цепи К_m= 1.

По таблицам выбираю коэффициенты:

К_Д=1– для спокойной нагрузки;

 

K_a=1;

K_H=1;

K_рег=1 - для передвигающихся опор;

К_см=1,5 – для периодического смазывания;

К_реж= 1,25 - для двухсменной работы.

К_э = 1·1·1,25·1·1,5·1,25 = 2,93

 

При n₁ = 1425 мин^-1, [P] = 19,19МПа.:

 

 

Рассчитанное значение шага цепи округляю до стандартного Р=12,7 мм.

По табл. принимаю цепь ПР-12,7-900-1 ГОСТ 13568-75.

Определяю межосевое расстояние:

 

а=(30…50)·P=(30…50)·12,7=381…635 мм

Принимаю среднее значение межосевого расстояния:

 

а = 508 мм.

 

Определяю число звеньев цепи:

 

Принимаю целое число звеньев цепи:

 

W = 118

 

Определяю фактическое межосевое расстояние:

 

 

Определяю монтажное межосевое расстояние:

 

а_м=0,997·а=0,997·508,662=507,136 мм.

 

Определяю скорость цепи:

 

.

 

По табл. определяю, что данная цепная передача работает с циркуляционной под давлением смазкой, значит К_см=0,8

Рассчитываю геометрические параметры цепной передачи.

Рассчитываю делительный диаметр:

 

.

 

Рассчитываю диаметры окружности выступов:

 

D_e1=P (0,5+ctg (180^º/z₁)=12,7(0,5 + ctg (180⁰/25)) = 106,881 мм.

D_e2=P (0,5+ctg (180^º/z₂)=12,7(0,5 + ctg (180⁰/50)) = 208,211 мм.

 

Рассчитываю диаметры окружности впадин:

 

D_i1=D_d1-2r = 101,33– 2*3,944= 93,442мм.

D_i2= D_d2-2r = 202,26 – 2*3,944 = 194,372 мм.

 

Рассчитываю радиусы впадины:

 

r=0,5025d₁+0,05 = 0,5025*7,75 + 0,05 =3,944 мм.,

 

где: d₁=7,75 мм по табл. 4

Радиусы закругления зуба:

 

r₁=1,7d₁ = 1,7*9,75 = 13,175мм.

h₁=0,8d₁ = 0,8*7,75= 6,2 мм.

b₁=0,93 B_bh-0,15 = 0,93*2,4 – 0,15 = 2,082 мм.,

 

где:

Рассчитываю диаметры обода:

 

D_c1=P·ctg(180^º/z₁)-1,2h = 12.7*ctg(180^º/25) - 1,2*10,0 = 88.531 мм.

D_c2=P·ctg(180^º/z₂)-1,2h = 12.7*сtg(180^º/50) – 1,2*10,0 = 189,861 мм.,

где: h=10,0мм.

Определяю окружную силу:

 

.

 

По табл. 11 [n]_max=2525 мин^-1 при P=12,7мм и n₁=1425мин^-1 < [n]_max =

=2525 мин^-1.

 

Определяю число ударов:

 

 

по табл.12 [ν]=60. Условие ν < [ν] выполняется.

Определяю удельное давление в шарнирах:

 

,

 

где: уточненное значение К_э=1·1·1,25·1,25·0,8·1,25 =1,563 и проекция опорной поверхности шарниров А=39,6

Условие р=12,103МПа. < [p] =19,19МПа. выполняется.

Значение [p] выбираю по таблице 8.

Определяю статистическую прочность цепи:

, где:

Q=9000H по табл.2;

q=0,3кг;

F_v=q*v = 0,3·7,54² = 17,055H;

F₀=9,81·K_f ·q · a = 9,81·6,3·0,3·508,662·10^-3=9,431 H,

 

где: К_f=6,3 для горизонтальной передачи.

По табл.14 [n]=12,54

Условие n=27,017 > [n] =12,54 выполняется.

Определяю силу, действующую на опоры вала;

 

F_on=K_gF_t+2F_o= 1 ·306,631+2·9,431=325,493 H.

 

Определяю стрелу провисания цепи:

 

f=0,02·a=0,02·508,662=10,1732мм.