Проектирование привода к вращающейся муфельной печи

Министерство  образования и науки РФ

ГОУВПО ИГХТУ

Кафедра «Механика и компьютерная графика»

 

 

 

 

 

Расчётно-пояснительная  записка к курсовому проекту 

по дисциплине «Прикладная механика»

 

Тема: «Проектирование  привода к вращающейся муфельной печи»

 

 

 

 

                                                                 Разработал: студент гр.3/16

                                                                     Иванов М.С.                                                         

                                                          Руководитель: Степанова Т.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Иваново 2012

Задание.

Спроектировать привод к вращающейся муфельной печи. Мощность на рабочем валу машины N_р.в.=3,7 кВт, скорость вращения рабочего вала n_р.в.=4,8 об/мин.

 

1. Выбор и оптимизация привода

Привод – устройство для приведения в действие машин  от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или передачи.  Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Наибольшее распространение  в промышленности получили трехфазные асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19523 – 81. Двигатели выпускаются с синхронной частотой 3000, 1500, 1000 и 750 об/мин. Электродвигатели с низким числом оборотов имеют большие размеры и соответственно  большую стоимость. Двигатели с большой частотой вращения (3000 об/мин) имеют меньший рабочий ресурс по сравнению с низкооборотными двигателями. Исходя из этого выбираем двигатель с числом оборотов – 1000 об/мин, тогда общее передаточное число привода (без учета скольжения):

1)  u_пр = 3000/4,8 = 625

2)  u_пр = 1500/4,8 = 312,5

3)  u_пр = 1000/4,8 = 208,3

4)  u_пр =   750/4,8 = 156,3

Стандартные редукторы  выпускаются с фиксированным  передаточным отношением, поэтому в  приводе необходимо предусмотреть  открытую передачу. В приводах технологических машин для понижения частоты вращения  вала электродвигателя применяют ременные, цепные и открытые зубчатые  передачи. Выбираем открытую зубчатую передачу, причем колесо открытой передачи размещаем непосредственно на корпусе печи.

, поэтому предлагается U_пр=U_р*U_{отк.з.п.} Выбираем U_р=25, тогда U_отк.з.п=8.

 

Кинематическая  схема проектируемого привода:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Кинематический расчет привода и выбор

стандартного  электродвигателя

1.1. Общий КПД привода:

                                     η = η_ред η_о.з.п.= η₁²η₂ η₃⁴

        где  η₁  = 0,98 – КПД зубчатой закрытой передачи

                   η₂ = 0,96 – КПД зубчатой открытой передачи

                      η₃  = 0,99 – КПД пары подшипников

η = 0,98²·0,96·0,99⁴ = 0,885

1.2. Требуемая мощность электродвигателя:

N_тр = N/η =3,7/0,885 =4,2 кВт

Выбираем  асинхронный электродвигатель 4А112МВ6У3 [1c.43]:

мощность  - 4 кВт

синхронная  частота – 1000 об/мин

скольжение  – 5,1%

рабочая частота  1000(100 – 5,1)/100 = 949 об/мин.

Перегрузка (4,2 –4,0)100/4,0 =5%, что допустимо.

1.3. Передаточное число:

u = n₁/n_р.в. = 949/4,8 = 197,7

принимаем предварительно для открытой зубчатой передачи

u_з.п.о. = 8,0 тогда передаточное число редуктора

u_р = u/ u_з.п.о. =198/8 = 25

Передаточное число быстроходной ступени принимаем по ГОСТ 2185-66 u₁=4,0; передаточное число тихоходной ступени принимаем u₂ =6,3.

Уточняем  передаточное число открытой передачи:

u₃ = u/u₁u₂ = 75,8/4,0×6,3 = 7,85.

1.4. Числа оборотов валов и  угловые скорости:

n₁ = n_дв =  949 об/мин,      w₁ = 949π/30 = 99,3 рад/с,

n₂ = n₁/u₁ = 949/4,0 = 237,25 об/мин,  w₂= 237,25π/30 = 24,8  рад/с,

n₃ = n₂/u₂ = 237,25/6,3 = 37,66 об/мин,   w₃= 37,66π/30 = 3,94 рад/с,

n₄ = n₃/u₃ = 37,66/7,85  = 4,80 об/мин,    w₄= 4,80π/30 = 0,50 рад/с.

1.5. Мощности, передаваемые валами:

N₁ = N_двη₃ = 4,0∙0,99 = 3,96  кВт,

N₂ = N₁η₁h₃ = 3,96∙0,98∙0,99 = 3,84 кВт,

N₃ = N₂η₁η₃ = 3,84∙0,98∙0,99  = 3,73 кВт,

N₄ = N₃η₂η₃ = 3,73∙0,96×0,99  = 3,54 кВт.

1.6.Крутящие моменты:

М₁ = N_дв/w₁ = 4,0·10³/99,3 = 40,3 Н·м,

М₂  = 3,84·10³/24,8 = 154,8 Н·м,

М₃ = 3,73·10³/3,94 = 946,7 Н·м,

М₄ = 3,54·10³/0,50 = 7080 Н·м.

 

2. Расчет  быстроходной ступени редуктора

 

1. Выбор материалов зубчатой пары.

Принимаем сталь 45, нормализация:

- шестерня НВ280,

- колесо НВ250.

 

2. Допускаемые напряжения.

Допускаемое контактное напряжение:

[s]_H = s_H0K_HL/S_H,

где s_Н0 – предел контактной выносливости,

s_Н0 = 2НВ+70 = 2×250+70 = 570 МПа.

K_HL = 1 – коэффициент долговечности, при НВ<550 n>8,3 об/мин,

S_H = 1,1 – коэффициент безопасности при нормализации.

[s]_H = 570×1/1,1 = 518 МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба:

[s]_F = s_F0K_FLK_FCY_S/S_F

где K_FL =1 – коэффициент долговечности [1c.76],

K_FC =1 – коэффициент двухстороннего приложения нагрузок,

Y_S = (1,1+1,035)/2=1,0675 – коэффициент градиента напряжений,

S_F – коэффициент безопасности.

S_F =   S`_F S``_F = 1,75×1,0 = 1,75,

где S`_F = 1,75 – коэффициент нестабильности,

S``_F = 1,0 – для штамповок.

s_F01 = 1,8HB = 1,8×280 = 504 МПа

s_F02 = 1,8HB = 1,8×250 = 450 МПа

[s]_F1 = 504×1×1,0×1,0675/1,75 = 307 МПа

[s]_F2 = 450×1×1,0×1,0675/1,75 = 274 МПа

3. Межосевое расстояние

,

где К_а = 430 – для косозубых передач,

      К_Нb=1,11 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки,

      y_bа = 0,4 – коэффициент ширины колеса.

a_W = 430(4,0 +1)×[154,8×1,11/(518²×4,0²×0,4)]^1/3 = 102 мм

Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36]   a_W = 100 мм

 

4. Геометрические параметры

Модуль зацепления

m = (0,01 ¸ 0,02)а_W = (0,01 ¸ 0,02)×100 = 1,0¸ 2,0 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 c. 78] m = 1,5 мм

Число зубьев:

- суммарное  z_c = 2a_Wcosb/m = 2×100cos10°/1,5= 131,

- шестерни  z₁ = z_c/(u+1) = 131/(4,0 +1) = 26,

колеса   z₂ = z_c–z₁ = 131– 26 =105;

уточняем передаточное отношение:  u = z₂/z₁ =105/26 = 4,04

Действительное значение угла наклона:

cosb = z_cm/2a_W = 131×1,5/2×100 = 0,9825® b = 10,73°.

Фактическое межосевое  расстояние:

a_W = z_cm/2cosb = 131×1,5/2cos 10,73° = 100 мм.

делительные диаметры:

m_t=m_n=1,5

d₁ = m_tz₁/cosb = 1,5×26/cos 10,73° = 39,7 мм,

d₂ =105×1,5/cos 10,73° = 160,3 мм;

 

 

диаметры выступов:

d_a1 = d₁+2m_n= 39,7+2×1,5 = 42,7 мм,

d_a2 = 160,3+2×1,5 = 163,3 мм;

диаметры впадин:

d_f1 = d₁– 2,5m_n= 39,7 – 2,5×1,5 = 36,0 мм,

d_f2 = 160,3–2,5×1,5 = 156,6 мм;

ширина колеса:

b₂ =  y_baa_W  =  0,4×100 =40 мм;

ширина шестерни:

b₁ =  b₂+4  = 40+4 = 44 мм;

коэффициент   y_bd = b₁/d₁ =44/39,7 = 1,11;

шаг нормальный:

t_n=m_np=3,14×1,5=4,71мм;

окружная  толщина зубьев:

S= m_np/2=3,14×1,5/2 = 2,356 мм;

ширина впадин зубьев:

е= m_np/2=3,14×1,5/2 = 2,356 мм;

высота зуба:

h = 2,25m_n=2,25×1,5 = 3,375 мм;

высота ножки  зуба:

h_f = 1,25m_n=1,25×1,5 = 1,875 мм;

высота головки зуба:

h_а = m_n= 1,5 мм;

радиальный  зазор:

с = 0,25m_n=0,25×1,5 = 0,375 мм.

5. Окружная скорость

V₁= pd₁n₁/6×10⁴ = p×39,7×949/6×10⁴ = 2,0 м/с.

Принимаем 8-ю  степень точности.

 

6. Силы, действующие на колеса ступени

Окружная  сила:

Р₁ = 2М₁/d₁ = 2×40,3×10³/39,7 =2030 H.

Р₂ = 2М₂/d₂ = 2×154,8×10³/160,3 =1931 H.

Радиальная  сила

F_r1 = P₁tga/cosb =2030×tg20°/cos 10,73° = 752 Н.

F_r2 = P₂tga/cosb =1931×tg20°/cos 10,73° = 715 Н.

Осевая сила:

F_a1 = P₁tgb =2030×tg 10,73° = 385 Н.

F_a2= P₂tgb =1931×tg 10,73° = 366 Н.

 

7. Расчетное контактное напряжение:

.

где Z_H – коэффициент формы суммарной длины контактных линий,

      Z_e – коэффициент суммарной длины контактных линий,

      К_Нa = 1,094– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки  между зубьями,

      К_Нb = 1,08 – коэффициент распределения нагрузки по ширине венца,

      К_Нv=1,0 – коэффициент динамической нагрузки.

Z_H = (2cosb/sin2a)^0,5 = [2cos 10,73°/sin(2×20)]^0,5 = 1,75.

Z_e = (1/e_a)^0,5 = (1/1,70)^0,5 = 0,768,

где e_a – коэффициент торцевого перекрытия.

e_a = (1,88 – 3,2(1/z₁+1/z₂))cosb =

= (1,88– 3,2(1/26+1/105))cos10,73°= 1,70

Недогрузка: (518-495)100/518 = 4,5% допустимо 15%

 

8. Проверка передачи по напряжениям изгиба

s_F = Y_FY_b2000MK_FaK_FbK_Fv/(bdm),

где Y_F –коэффициент формы зуба,

      Y_b - коэффициент наклона зуба,

Y_b = 1 - b/140 = 1 -  10,73°/140 = 0,923.

      K_Fa = 0,91 при 8 ст. точности,

      K_Fb = 1,07 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

      K_Fv = 1,1 – коэффициент динамической нагрузки.

Эквивалентное число зубьев и коэффициент формы  зуба:

Z_экв = Z/cosb³,

Z_экв1 = Z₁/cosb³ = 26/cos 10,73°³ = 27,4 ® Y_F1 = 3,85,

Z_экв2 = Z₂/cosb³ =105/cos 10,73°³ = 110,7 ® Y_F2 = 3,60.

Отношение [s]_F/Y_F:

[s]_F1/Y_F1 = 307/3,85 = 79,74 МПа

[s]_F2/Y_F2 = 274/3,60 = 76,25 МПа

так как отношение [s]_F1/Y_F1 > [s]_F2/Y_F2, то дальнейший расчет ведем по зубьям колеса

s_F2 = 3,60×0,923×2000×154,8×0,91×1,07×1,1/(40×160,3×1,5) = 115 МПа

Условие s_F2  < [s]_F2 выполняется

 

 

Таблица 2.1.

Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи   

Параметр	Обозначение	Значение
Межосевое расстояние, мм		100
Число зубьев	шестерни	26
	колеса	105
Модуль зацепления нормальный, мм		1,5
Модуль зацепления торцовый, мм		1,5
Делительный диаметр, мм	шестерни	39,7
	колеса	160,3
Диаметр вершин зубьев, мм	шестерни	42,7
	колеса	163,3
Диаметр впадин зубьев, мм	шестерни	36,0
	колеса	156,6
Угол наклона зубьев, град		10,73
Шаг нормальный, мм		4,71
Ширина впадин зубьев, мм		2,356
Окружная толщина зубьев, мм		2,356
Высота зуба, мм		3,375
Высота ножки зуба, мм		1,875
Высота головки зуба, мм		1,5
Радиальный зазор, мм		0,375
Ширина венца, мм	шестерни	44,0
	колеса	40,0
Окружная сила, Н	шестерни	2030
	колеса	1931
Радиальная сила, Н	шестерни	752
	колеса	715
Осевая сила, Н	шестерни	385
	колеса	366