Привод технологической машины

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода. Расчет зубчатой передачи. Конструирование зубчатого редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности. Расчет шпонки и валов.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 28.05.2015
Размер файла 826,4 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное Государственное Автономное Образовательное Учреждение

Высшего Профессионального Образования

«Уральский федеральный университет

имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовая работа

Привод технологической машины

Студент Михайлов А.А.

Группа Мт-230901

Руководитель Зиомковский В.М.

Екатеринбург 2015 г.

Исходные данные:

1

Мощность на ведомом валу

кВт

6,5

2

Частота вращения ведомого вала

об/мин

65

3

Режим работы

-

Легкий

4

Реверсивность

-

Р

5

Продолжительность включения (ПВ)

%

15

6

Срок службы, L

год

10

7

Коэффициент использования привода в течение суток,Кс

-

0,5

8

Коэффициент использования привода в течение года, Кг

-

0.8

Введение

В данной курсовой работе проектируется косозубый цилиндрический горизонтальный одноступенчатый редуктор.

Редуктором называют особый механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Он служит для передачи вращения от вала двигателя к валу исполнительного механизма. Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором размещены элементы передачи: подшипники, валы, зубчатые колёса.

1. Выбор электродвигателя и расчет основних параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

Где P - Мощность на ведомом валу;

?0 - Общий КПД привода.

?0 = ?зп · ?рп·?2пп·?м

где ?зп - КПД зубчатой передачи;

?рп - КПД ременной передачи;

?пп - КПД одной пары подшипников.

- КПД муфты.

0 = 0.98 · 0.96 · 0.992 0,99 =0.913

По требуемой мощности выбираем электродвигатель. Электродвигатель подбирается с ближайшей большей мощностью, а так же учитывая, что отношение синхронной частоты вращения электродвигателя к частоте вращения на ведомом валу не должна превышать 16.

Принимаю двигатель 132М6, мощностью 7.5 кВт и частотой вращения 1000 об/мин и коэффициентом скольжением S=3,2%.

Частота вращения вала электродвигателя(ведущий вал).

n1 = nс · (1 -)=1000 · (1 - )= 968 об/мин

1.1 Расчет общего передаточного числа привода, распределение его по передачам

Передаточное число зубчатой передачи рекомендуется выбирать из диапазона 2,5<u<4. ГОСТ 2185-66 .

Принимаю передаточное число зубчатой передачи u =4 (номинальное передаточное число). Тогда Передаточное число ременной передачи

Общее передаточное число привода: uоб = =

Частоты вращения валов (отсчет валов начинается с электродвигателя).

n1 = 968 об/мин

n2 = n1/ = 968/3.72=260.22 об/мин

n3 = n2/ = 260.22/4=65.05 об/мин

Мощности, передаваемые валами.

Р1 = Ртр = 7.12кВт

Р2 = Р1 · ?рп · ?пп = 7.12 · 0.96 · 0,99 = 6.77кВт

Р3 = Р2 · ?рп · ?пп·?м = 6.77 · 0,98 · 0,99·0,99 = 6.5 кВт

Моменты на валах

Тi = 9550·

Номер вала №

Частота вращения, об\мин

Мощность,кВт

Крутящий момент ,Нм

1

n1=968

Р1=7.12

T1=70.24

2

n2=260.22

Р2=6.77

=248.46

3

n3=65.05

Р3=6.5

=954.27

2. Расчет зубчатой передачи

подшипник шпонка вал зубчатый

2.1 Подбор материала

Для выбора материала необходимо определить наружный диаметр заготовки Dm и характерный размер заготовки для насадного зубчатого колесаSm . При передаточном числе зубчатой передачи .Для этого воспользуемся формулами

Dm = Km ·

где Т2 - крутящий момент на шестерне Н*м;

U - передаточное число зубчатой передачи;

km - коэффициент, учитывающий вид передачи (для косозубой передачи km = 20).

Sm = 1.2 · (1 + U) ·

Dm = 20 · мм

Sm = 1.2 · (1+4) · = 23.76мм

Ориентировочный диаметр заготовки зубчатого колеса:

Выбор стали изготовления для зубчатой передачи шестерни и колеса.

Сталь 45, термообработка - улучшение

Твердость поверхности зубьев:

Шестерня 269-302 HB

Колесо 235-262 HB

Определение средних значений твердости поверхности зуба

2.2 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения: для их определения воспользуемся зависимостью. J=1-вал-шестерня,J=2- вал колесо.

?РНi =

Где ?Hlimj - предел контактной выносливости для j вала;

KHLj - коэффициент долговечности;

SHj - коэффициент безопасности.

?Hlim1 = 2НВ1+ 70 = 641 МПа

?Hlim2 = 2НВ2+70= 567 МПа

Коэффициенты определим из таблицы 2.1. для термообработки улучшение, нормализация они будут иметь значения:

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

Где NHO - базовое число циклов напряжений;

NHE - эквивалентное число циклов напряжений.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений.Базовое число циклов напряжений известно из характеристик материала NHO1 = 23.5·106, NHO2 = 16.8·106 (табл. 1.1) . Эквивалентное число циклов можно определить по формуле:

NHEi = µh · N?

Где µh - коэффициент эквивалентности определяемый по режиму работы из таблицы 3.1 (для легкого µh = 0.125);

N? - суммарное число циклов напряжений за весь срок службы.

N?i = 60 · n · c · th

Где n - частота вращения;

с - число зацеплений за один оборот колеса.с=1;

th - суммарное время работы передачи в часах.

th = 365· L· 24· Kг· Кс· ПВ

где ПВ = 0.01ПВ% = 0.01 · 15 = 0.15 -относительная продолжительность включения.

L - срок службы 10 лет;

Кг - Коэффициент использования привода в течение года. Кг =0,8

Кс-Коэффициент использования привода в течение суток. Кс=0,5

th = 365 · 10 · 24 · 0.8 · 0.5 · 0.15 = 5256 ч

N?1 = 60 · 968· 1 · 5256 = 3.05*

NHE1 = 0.125 · = 38.13

NHE2= 0.125 · 7.62= 9.53

Поскольку

Примем

определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса:

?НРmin=?HP2= 520.61МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

?HP = 0.45·(?НР1 + ?НР2)=496.5?НРmin

Где ?HP| = 1,23 ·1,23·520.61=640.35 МПа

2.3 Расчет допускаемых напряжений на изгиб

где ?Flim - предел изгибной выносливости зуба;

SF- коэффициент безопасности;

KFC - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

KFL - коэффициент долговечности.

Предел изгибной выносливости зубьев:

Коэффициент безопасности при изгибе:

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода: коэффициент долговечности при изгибе:

Где q - показатель степени кривой усталости табл. 3.1 (для термообработки нормализация улучшение q = 6);

NFO - базовое число циклов при изгибе 4*106;

NFE - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе.

Базовое число циклов при изгибе

Эквивалентное число циклов напряжения при изгибе

Поскольку

Определим допускаемые напряжения изгиба

2.4 Проектный расчет передачи

Расчет межосевого расстояния

Где Kа = 410 для косозубых передач;

T2 - крутящий момент на шестерне Н*м;

KН=1,2 - коэффициент контактной нагрузки;

?ba=0,4- коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию примем по ГОСТ 2185-66.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 =180 мм.

Рекомендуемый диапазон выбора модуля:

m = (0.01…0.02)?w= (0.01…0.02)180= 1.8…3.6.

Из полученного диапазона принимаю стандартный модуль ГОСТ 9563-60 m=2мм

Суммарное число зубьев для косозубых передач определяется по формуле:

Делительный угол наклона зуба определяется по формуле:

Число зубьев шестерни определяют по формуле:

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число определяется:

Значение uф не должен отличаться от номинального более чем на 2.5%. Проверим это: =

Ширина венца колеса определяется по формуле:

Принимаю bw2 = 75мм, а bw1 = bw2 +5= 78 мм. (ГОСТ 6636-69)

Диаметр делительных окружностей косозубых колес определяется:

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев колес.

Т.к. число зубьев шестерни то коэффициент смещения ==0

Окружная скорость в зацеплении определяется по формуле:

Назначим степень точности передачи по ГОСТ 1643-81 nст = 8.

2.5 Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

-для косозубой передачи.

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

,

Где - коэффициент учитывающий переработку зубьев

=0,002=0,208

=1+0,15(8-5)0,208=1,093

Для определения (коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы) вычислим коэффициент ширины венца по диаметру.

По значению определим методом линейной интерполяции

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

=1.093

Выполним расчет перегрузки

Проверка изгибной прочности зубьев

Напряжение изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при xj=0

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

Коэффициент нагрузки при изгибе

В результате получим

Тогда

Напряжение изгиба в зубьях колеса

2.6 Силы зацепления

-окружная сила

-распорная сила

-осевая сила

3. Конструирование зубчатого редуктора

3.1 Расчет тихоходного вала (ведомый)

Расчет вала начинают с определения диаметра выходного конца, на который крепится механизм передающий крутящий момент исполнительному механизму.

Расчет выходного вала определяется по формуле.

d1 =

где T1 - крутящий момент на тихоходном валу;

[?] - пониженные допускаемые напряжения на кручение, [?] = 22 МПа для вала из стали 45.

d1 = мм

d2 = d1 +5 = 60 +5 = 65мм

d3= d2 +5 = 65 +5 =70 мм

d4 = d3 + 5 = 70+5 = 75 мм

d5 = d4 +5 =75 +5 =80 мм

Для тихоходного вала подберем подшипник из легкой серии : №214 с параметрами d = 70 мм, D = 125 мм, B = 24 мм, r = 2.5 мм,C0 =45кН, С=60.5 кН

Длину выходного конца вала примем :L=2d=260=120мм

3.2 Расчет быстроходного вала( ведущий)

Расчет выходного конца вала определяется по формуле.

d1 =

где T2 - крутящий момент на быстроходном валу;

[?] - пониженные допускаемые напряжения на кручение, [?] = 22 МПа для вала из стали 45.

d1 = мм

d2 = d1 +5 = 40 + 5 = 45 мм

d3 =d2 +5= 50 мм

d4 = d5 +5 = 55 мм

d5 = d4 +5= 60мм

Для быстроходного вала подберем подшипник из легкой серии №210 с параметрами d=50 D =90 мм, В = 20мм, C0 =23.2кН, С=35.1 кН

Длина выходного конца вала рассчитывается по формуле:

L=2d=235=80 мм

Построение эпюр изгибающих моментов

На вал-шестерню: Fр=50…100=50=0.8 кН ;m=50.83 Нм

На вал-колес0 :Fм =50…100 =50=1.54кН ;m=53.25 Н

Тихоходный вал

Плоскость H-горизонтальная:

Проверка:FH=

Плоскость V-вертикальная:

Проверка:FV=-6.62-1.54+6.07-2.09=0

Построение эпюр:

MAH=0

MBH=0

MCслева=RBH

Mcсправа=RDH =0.9487.42 кН

MVB= - Fм

MVC= -FмBV

4. Быстроходный вал

Плоскость H-горизонтальная:

Проверка:FH=-2.46+0.91-1.55=0

Плоскость V- вертикальная:

=0

0

Проверка:FV ==-0.8+4.92-6.62+2.5=0

5. Расчет подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности

5.1 Расчет подшипников на долговечность на вал-шестерне

Суммарные реакции:

R1=

R2=

Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.

P= KбKТ (XVR+YPа )

R-суммарная реакция.

Pа ==1.42 кН

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Kб = 1,3 - коэффициент безопасности (табл.1,6)

KТ=1-температурный коэффициент.

X=0,56 -коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.

е=0,()0,24 ?0,19 е=0,()0,24 ?0,19

0,26?0,19 -выполняется

При выполнении этого условия e ?0,19 ,Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле

Y===1,69

Отношение:

=0.28

> e -осевая сила оказывает влияние на долговечность.

выбираем максимальное значение R=5,16кН

Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку :

P= KбKТ (XVR+YPа )=1,31(10,565.16+1,691.42)=6.88кН

C=35.1кН - статическая грузоподъемность подшипника.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:

Lh==8504.8 ч

Эквивалентная долговечность подшипника Lэкв ==68038.4 ч > 12500 ч.

5.2 Расчет подшипников на долговечность на вал-колесе

Суммарные реакции:

R3=

R4=

Эквивалентная динамическая нагрузка для радиальных и радиально-упорных подшипников.

P= KбKТ (XVR+YPа )

R-суммарная реакция.

Pа ==1.42 кН

V - коэффициент вращения, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника.

Kб = 1,3 - коэффициент безопасности (табл.1,6)

KТ=1-температурный коэффициент.

X=0,56 - коэффициент радиальной нагрузки для шарикового радиального однорядного подшипника. При е-параметр осевого нагружения.

е=0,()0,24 ?0,19 е=0,()0,24 =0.226 ?0,19

0,226?0,19 -выполняется

При выполнении этого условия e?0,19 , Y-коэффициент осевой нагрузки рассчитывается по формуле

Y= ==1.91

Отношение:

=0.233

>e -осевая сила оказывает влияние на долговечность.

Выбираем максимальное значение R=6.26Кн

Теперь находим Эквивалентную динамическую нагрузку :

P= KбKТ (XVR+YPа )=1,3(0,566.26+1.911.42)=8.08кН

Долговечность подшипников в оборотах:

C=60.5кН - статическая грузоподъемность подшипника.

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке в часах:

Lh==107638.45 ч

Эквивалентная долговечность подшипника

Lэкв ==861107.6 ч > 12500 ч.

6. Расчет шпонки

6.1 Шпонка на колесе

Шпонки призматические ГОСТ 23360-78, (табл. 1.8)

Диаметр участка вала d= 75 мм,

b = 22 мм, h = 14 мм - сечения шпонки

Длина шпонки l = 70 мм,

Крутящий момент на валу Т3= 988.46 Нм,

Рабочая длина шпонки lр=l-b= 70-22=48 мм,

Глубина шпоночного паза на валу t1= 7.5 мм,

Проверочный расчет шпонки: сигма смятия

см=?[см]

где Т - крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н · м;

h - высота шпонки;

tl - глубина паза на валу;

lр- рабочая длина шпонки.

см= =109.83 МПа <= 120 МПа;

[см]=120 МПа - для стальных ступиц для реверсивного привода

7. Расчет валов

7.1 Расчет тихоходного вала на статическую прочность

Сечение С

Осевой момент сопротивления:

Wx = = =41396.48мм3

Момент сопротивления полярный:

Wp = ==82792.97 мм3

Напряжения изгиба:

?и== ==3.62МПа

Напряжение кручения:

?к===9.84 МПа

Касательные напряжения

[?]== = 375 МПа

где -предел текучести для Сталь 45 S-коэффициент предела прочности

?экв== = 17.14 МПа?[?]=375 МПа

7.2 Расчет на усталостную прочность (сечение под подшипником)

Сечение В

M=0,23кН*м

Т3=957.24Н*м

Fa=1.42 кН

dп=70мм

Wx = ==33656.88мм3

Wp= = = 67313.75мм3

А===3846.5мм2- Площадь сечения под подшипником

?а= ==6.83 МПа

?m== =0.4 МПа

?a= ?m ===7.34 МПа

Пределы выносливости углеродистой стали при симметричном цикле ? -1 =0,43 ?b= 0,43890=382,7 МПа?-1= 0,58 ? -1 =0,58382,7=222 МПа

=4,76 по методу линейной интерполяции

= 0,6 +0,4 =0,64,76+0,4=3,26

KF=1,2 коэффициент влияния шероховатости поверхности

Коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла

?? = 0,02 (1+0,01 ?b)=0,02(1+0,01890) = 0,198

??= 0,5 ?b= 0,50,198 = 0,099

Kv=1коэффициент упрочнения

Коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали

K?D= (KF-1)/ Kv= (4,76+1,2-1)/1=4,96

K?D=(+ KF-1)/ KF=(3,26+1,2-1)/1=3,46

Коэффициенты запаса прочности

S?===11.25

== =8.5

S===6.78>[S]=2

Усталостная прочность вала в сечении под подшипником обеспечена.

7.3 Расчет вала на усталостную прочность в сечении под колесом. dk=80 мм

Сечение С

dк=75мм

М=0,15кНм

Т3= 954.27Нм

Fa=1.42кН

Осевой момент сопротивления:

Wx = - = 36384.6мм3

Момент сопротивления полярный:

Wp = =77781.09мм3

А = =4859 мм2

?а= ==4.12 МПа

?m== =0.29 МПа

?a= ?m ===6.13 МПа

? -1 =0,43 ?b= 0,43*890=382,7 МПа

?-1= 0,58 ? -1 =0,58*382,7=222 МПа

=2,08

??=1,68/dk0,19= 1,68/800.19=0,73

??=1,63/ dk0,22 =1,63/800,22=0,62

K?/??=2,19/0,73=3

K?/??=2,03/0,62=3,35

KF=1,33

?? = 0,02 (1+0,01 ?b)=0,02(1+0,01890) = 0,198

??= 0,5 ?b= 0,50,198 = 0,099

Kv=1

K?D= (KF-1)/ Kv= (3+1,33-1)/1=3,33

K?D=(+ KF-1)/ KF=(3,35+1,33-1)/1=3,68

S?=== 27.73

== = 9.58

S==9.06> [S]=2

Усталостная прочность вала в сечении под колесом обеспечена.

Заключение

Выполнив данный курсовой проект, я закрепил навыки черчения, ознакомился с основными методиками, справочными данными и примерами расчетов механических передач. Узнал основные узлы одноступенчатого косозубого цилиндрического горизонтального редуктора.

Закрепил умение пользоваться справочной литературой, работу с таблицами.

Библиографический список

1. Баранов Г.Л. Расчет зубчатых цилиндрических передач/ Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2008. 31 с.

2. Зиомковский В. М. Детали машин, основы конструирования/ В. М. Зиомковский. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 154 с.

3. Баранов Г.Л. Расчет валов, подшипников и муфт/ Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2005. 46 с.

4. Баранов Г.Л. Проектирование одноступенчатого цилиндрического редуктора / Г.Л.Баранов. Екатеринбург: УГТУ, 2008. 43 с.

5. Чернавский С.А., Чернин И.М. и др., Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов- 2-е изд., перераб. и доп.- М.: Машиностроение, 1988.- 416с.,ил.

Размещено на Allbest.ur


Подобные документы

  • Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

    курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016

  • Выбор электродвигателя, расчет передаточного числа привода и его разбивка. Поверочный расчет зубьев колеса на выносливость по контактным напряжениям, подшипников на долговечность по динамической грузоподъемности. Определение реакций и моментов.

    курсовая работа [2,3 M], добавлен 01.02.2011

  • Кинематический расчет привода и зубчатой тихоходной передачи. Предварительный расчет валов редуктора. Определение геометрических параметров зубчатых колес и параметров корпусных деталей. Расчет подшипников качения и шпоночных соединений привода.

    курсовая работа [3,3 M], добавлен 06.10.2014

  • Расчет кинематических и энергетических параметров привода: выбор электродвигателя, частота вращения вала, передаточное число, мощность валов. Расчет зубчатой и клиноременной передачи. Определение параметров подшипников и шпонок. Смазка редуктора.

    курсовая работа [186,6 K], добавлен 19.11.2014

  • Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчёты привода. Определение реакций подшипников валов редуктора и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов. Выбор смазки для зацепления и подшипников. Подбор муфты, компоновка и сборка редуктора.

    курсовая работа [1,3 M], добавлен 09.06.2015

  • Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.

    курсовая работа [436,0 K], добавлен 19.04.2013

  • Выбор двигателя. Кинематический, силовой и энергетический расчет привода. Параметры конической зубчатой и цилиндрической косозубой передач. Разработка конструкций валов, зубчатых колес и корпуса редуктора. Построение эпюр изгибающих моментов, выбор муфты.

    курсовая работа [1,2 M], добавлен 25.10.2012

  • Кинематический расчет электромеханического привода. Определение требуемой мощности и выбор электродвигателя. Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора. Выбор материала и твердости колес. Расчет на прочность валов редуктора, подшипников.

    курсовая работа [8,5 M], добавлен 09.10.2011

  • Кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя для привода цепного транспортера. Определение вращающих моментов на валах. Конструирование подшипников и валов. Расчет зубчатой передачи, межосевого расстояния и шпоночных соединений. Модуль передач.

    курсовая работа [129,7 K], добавлен 25.10.2015

  • Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

    курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.