Механический привод

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический  университет

 

 

                         Кафедра «Детали машин ПТМ и М»

 

 

 

                                      КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

по дисциплине механика

Тема: «Механический привод»

 

 

 

Исполнитель:

студентка группы 106526 Тригубович Татьяна Сергеевна

 

Руководитель проекта: доцент Статкевич Александр Михайлович

 

 

 

 

 

 

Минск 2008

 

1. ВВЕДЕНИЕ

Привод – устройство приводящие в движение машину или механизм с преобразованием подводной энергии.

Приводы бывают механические, электрические, комбинированные, кинематические. 

Редуктором  называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращательного  момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или  зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые  и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.) относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, и т. д.)

                    Зубчатые передачи.

Различают два вида зубчатых передач – закрытые и открытые.

Закрытые, заключенные в отдельный корпус или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Также выполняют проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев.

Открытые зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В этом

случае нет необходимости проверять выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям.

Плоскоременные передачи применяют в приводах со значительным расстоянием от двигателя до рабочего органа. Их достоинства - простота конструкции, плавность и бесшумность работы, невысокие требования к точности расположения деталей передачи, предохранение от перегрузки за счёт возможности проскальзывания ремня по шкиву. Недостатки: большие габариты, непостоянство передаточного числа из-за проскальзывания ремня по шкиву, большая нагрузка на валы и опоры,

низкая долговечность  ремней.

 

 

 

Схема проектируемого привода  

 

 

Режим нагрузки – постоянный. Долговечность привода – 20000 часов. Редуктор с горизонтальным расположением валов. Плоскоременная передача расположена вертикально.

 

 

 

 

 

 

  

Вариант	23
Р, кВт	3.9
n3, об/мин	149

 

1,2,3,3’ - валы;

4 - электродвигатель

5 - плоскоременная передача

6 - закрытая зубчатая  цилиндрическая шевронная передача (редуктор)

7 - муфта

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Кинематический расчет привода

 

 Выбор электродвигателя

1. Определяем общий КПД привода:

   h_общ= h_кл ×h_кон×h²_подш

  h_р.п - КПД плоскоременной передачи;

   h_ц.п - КПД пары цилиндрических зубчатых колёс;

   h_подш - коэффициент учитывающий потери пары подшипников качения;

   h_муф - коэффициент учитывающий потери в муфте.

   Значения выбираем  по таблице 1.1 [1](Ч):

   h_ц.п=0.97;  h_р.п=0.96;  h_подш=0.99;  h_муф=0.98.

Подставляя эти значения в формулу для определения  общего КПД (h_общ), получаем: ×h_общ= 0.97×0.96×0.99×0.99×0.98=0.894

 

2. Определяем требуемую мощность привода (P_тр) и по ней выбираем электродвигатель:

P_тр=P_вых/h_общ=P₃/h_общ=3.9/0.894=4.36кВт

3) Выбор электродвигателя

 

Для заданного значения мощности по ГОСТ 19523-81 принимаем асинхронный  электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель  4А 132 S2 У3 ( табл. П1 [1] Ч), для которого кВт,

частотой вращения n_синхр =1000мин . С учётом скольжения S=3.3% номинальная частота вращения вала двигателя равна:

n_двиг = n_асинхр= n_синхр (1-S)=1000(1-3.3/100) =967 мин

Определяем общее передаточное число:

                i = n_асинхр /n₃ = 967/149 = 6.49

Так  как  наш механизм состоит из  цилиндрической передачи и плоскоременной передачи,  то  разбиваем передаточное число на две составляющих: i_ц.п   и i_р.п

Для цилиндрической передачи принимаем передаточное отношение  по ГОСТ 2185-66 из 1 ряда:     i_ц.п =3.15

Определим  передаточное отношение  ременной передачи:

                                                 i_р.п = i/ i_ц.п =6.49/3.15=2.06

Зная передаточное отношения  определяем частоту вращения каждого  вала:

          n₁ = n_двиг =967 мин

          n₂ = n₁/ i_р.п  =469 мин

         

n₃  = n_3’ =149мин

Определяем мощность на валах:

Р₁=Pтр= 4,36кВт

Р₂=Р₁×h_рп×h_подш=4,36×0.96×0.99=4.14кВт

Р₃=Р₂×h_ц.п×=4.14×0.97=4.02кВт

Р_м=Р₃×h_подш=4.02×0.99=3.97кВт

Р_3’  = Р_в =4.39 кВт

Определяем угловую скорость валов

w₁= w_дв= p× n_дв/30=3.14×967/30=101,2рад/с 

w₂= p × n₂/30 =3.14×469/30=49рад/с

w₃= p×  n₃/30=3.14×149/30=15,59рад/с

Определяем величины крутящих моментов

Т₁= Р₁ /w₁ =4.36×10³ /101,2 =43,31кН×м

Т₂= Р₂ /w₂ = 4.14×10³ /49=84.5 кН×м

Т₃= Р₃ /w₃ =4.02×10³ /15.59=258кН×м

Т_м = Р_м /w₃ =3.97×10³ /15.59=255кН×м

            3.РАСЧЕТ ЗУБЧАТО-ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Выбор  материала  зубчатых  колёс.

В настоящее время  основным материалом для изготовления зубчатых колес является сталь. В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на расчетно-графическую работу, применяются колеса с твердостью материала не более 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

--для  шестерни—сталь 40Х,   закалка ТВЧ,  твёрдость  45HRC=  425НВ;

--для  зубчатого  колеса—сталь 40Х,  термообработка  улучшение,  твёрдость  300НВ.

Эквивалентное число  циклов нагружения зубьев шестерни и  зубчатого колеса:

Nk1=60×c×n×Lh=60×1×469×20000=5628×10⁵

Nk2=60×c×n×Lh=60×1×149×20000=1788×10⁵

Определим базовое число  циклов нагружения Nhg для шестерни и зубчатого

 

колеса

Nhg1=30×425^2.4 =60989446

Nhg2=30×300^2.4 =26437005,78

Определение допускаемых  контактных напряжений.

_{[σн] = 0,9} σнlimв*Zn  ,  где

                 Sн

Sн=1,1—коэффициент безопасности, определяется  обработкой поверхностей

Определим коэффициент  нагружения для шестерни и зубчатого  колеса:

 

Zn1=²⁰_√ Nhg1/ Nk1      =0.89

Zn2=²⁰_√ Nhg2/ Nk2    =0.91

 Пределы контактной выносливости поверхностных слоёв зубьев, соответствующие базе испытаний NнG, для шестерни и зубчатого колеса

Σнlimв1=18HRC+150=960МПа

Σнlimв2=2HB+70=670МПа

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и зубчатого  колеса:

_{[σн1] = 0,9} σнlimв*Zn  =0.9×960×0.89=699МПа

                 Sн                  1.1

_{[σн2] = 0,9} σнlimв*Zn  =0.9×670×0.91=498.8МПа

                 Sн             1.1    

Для шевронной передачи принимаем условное допускаемое напряжение:

_{[σн] = 0,45(}[σн]₁+[σн]₂)=0,45(699*498.8)=539МПа.

Межосевое расстояние передачи

аw=Ka(i_{ц.п +}1) ³_√T3 Кнb/_[σн] ² i_ц.п² y_вa   =43(3.15+1) ³_{√  258 10}³ _{1.05/  539}² _3.15²  _{0.5     =}  93.7мм                                

где y_вa =0.5 по ГОСТ 2185-66

 

Ka=43

i_{ц.п =} 3.15

Т₃₌258кН×м

Кнb=1.05(табл.3.5, Ч);

_[σн]= 539МПа

Межосевое расстояние передачи округляют по ГОСТ 2185-66 аw=100мм

Нормальный модуль:

m_n =0.02×a_w =2

 

Принимаем по ГОСТ 9563-60  m_n =2

 

 

Задаёмся предварительно углом наклона зубьев b=39°,

 

Определим число зубьев шестерни

 _{Z1 =} 2aw*cosb ₌ 2*100*0,968 =19

      ( i_ц.п +1) m_n      4.15 ×2      

Z₂=Z₁× i_ц.п ×=19×3.15=60

Уточняем значение угла наклона  зубьев:

_{cosb =} m_n(Z1+Z₂) ₌ 2(19+60) =0.79

            2a_w              2*100

b=arccos(0,79)=37.8°

Делительные диаметры шестерни и зубчатого колеса:

d₁= mnz₁/cosβ = 2×19/0.79= 48мм

d₂= mnz₂/cosβ = 2×60/0,968 = 151.8 мм

Уточняем фактическое  межосевое расстояние

a_w = d₁₊ d₂  /2=48+151,8=99.9мм

Определим диаметры вершин зубьев:

d_а1 = d₁ +2 m_n =48+2×2=52мм

d_а2 = d₂ +2 m_n =151.8+2×2=155.8мм

ширина колеса:  b₂ =y_вa× a_w =0.5×100=50мм

ширина шестерни:  b₁ = b₂ +5мм=50+5=55мм

Определим коэффициент  ширины шестерни по диаметру:

y_вd = b₁ / d₁ =55/48=1.145

Определим окружную скорость колёс и степень точности передачи:

v = w₁×d₁ /2=49×48/2=1.176м/с

При такой скорости цилиндрических колёс следует принять восьмую  степень 

точности:

Найдем коэффициент нагрузки:

Кн=Кнa*Кнb*Кнv

Кнa = 1,09—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между

зубьями (табл.3.4.Ч);

 

Кнb= 1,05—коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине

венца (табл.3.5, Ч);

Кнv»1—коэффициент, учитывающий динамическую нагрузки в зацеплении

Кн =1,09×1,05×1=1,1445;

Проверяем контактные напряжения:

s_н =270³/ a_w Т₃ Кн(i_ц.п +1)³ / b₂ i_ц.п²   =270³/100 258 10³ 1.1445( 3.15+1) ³ /50 3.15² = 556 МПа <[s_н ]=539МПа

где a_w =100 мм

Т₃ =258кН×м

Кн=1,1445

i_{ц.п  =}3.15

b₂ =50мм

Перегрузка 3%, что допустимо

Определим силы действующие  в зацеплении:

Окружная:  F_t =2 Т₃ / d₂ =2×258/151.8=3399Н

Радиальная: F_r = F_t tga/ cosβ=3399 tg20/cos37.8°= 1568Н

Осевая: F_а = F_t tgβ=2919 tg37.8°= 2636Н

Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

s_f = F_t  ×Кf× Yf× Yb× Кfa /b× m_n <[s_f ]

Определим коэффициент  нагрузки

Кf= Кfb× Кfv

Кfv=1.1 по табл 3.8(Ч)

Кfb=1.3 по табл 3.7(Ч)

Кf= Кfb× Кfv=1.43

Коэффициент, учитывающий форму зуба Yf  зависит от эквивалентного

числа зубьев _Zv        У шестерни  _{Zv1 = Z1/} cosβ³  ₌19  _/ cos37.8³ _=38.5

У колеса       zv2=z2/ cosβ³ =60/0.79³ =121

Yf1 = 3.78               Yf2=3.6(по таблицеЧ)

Определим коэффициенты Yb  и Кfa

 

 

Yb=1-β/140=1-10.8/140=0.9

Кfa=4+(E-1)( i_ц.п -5)/4Е=0.92

Где средние знчение  коэффициента торцового перекрытия Е=1.5,степень точности n=8

[s_f ]= s_limb /[ sf]

По табл 3.9  s_limb=1.8НВ для стали 40X

Для шестерни  s_limb=1.8×425=765МПа

Для колеса  s_limb=1.8×300=540МПа

Коэффициент безопасности [ sf]=1.75

Определим допускаемое  напряжение

Для шестерни [s_f1 ]= s_limb /[ sf]=765/1.75=437МПа

Для колеса [s_f2 ]= s_limb /[ sf]=540/1.75=309МПа

Проверку на изгиб  следует проводить для того зубчатого  колеса, для которого отношение

[s_f ]/ Yf меньше