Проектирование привода

    З А Д А Н И  Е

    Спроектировать  привод. 

    В состав привода входят следующие  передачи: 

1 - ременная  передача с клиновым ремнём;

2 - закрытая  зубчатая коническая передача;

3 - открытая  цепная передача. 
 
 

Крутящий  момент на выходном валу М = 680 Н ^x м.

Частота вращения выходного вала n = 98,358 об./мин. 

Коэффициент перегрузки Кп = 1,3.

Коэффициент годового использования Кг = 1.

Коэффициент использования в течении смены  Кс = 1.

Срок службы L = 5 лет.

Число смен S = 2.

Продолжительность смены T = 8 ч.

Тип нагрузки - переменный. 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Содержание

1. Введение

    Инженер-конструктор  является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

    При выборе типа редуктора для привода  рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и  характер изменения нагрузки, требуемая  долговечность, надежность, КПД, масса  и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

    Из  всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость  и потери на трение. Коэффициент  потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

    К недостаткам зубчатых передач могут  быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

    Косозубые колеса применяют для ответственных  передач при средних и высоких  скоростях. Объем их применения - свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев  требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.

    Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

          Существуют различные  типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями  и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные  и т. д. Это рождает вопрос о  выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

    При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты  на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

    Поиск путей снижения массы проектируемых  объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым  условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в  настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

    Наиболее  полно требования снижения массы  и габаритных размеров удовлетворяет  привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

    По  табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для ременной  передачи с клиновым ремнем:  h₁ = 0,96

- для закрытой  зубчатой конической передачи:  h₂ = 0,965

- для открытой  цепной передачи:  h₃ = 0,925 

    Общий КПД привода будет: 

    h = h₁ ^x ... ^x h_n ^x h_подш.³

        = 0,96 ^x 0,965 ^x 0,925 ^x 0,99³ = 0,831 

где h_подш. = 0,99 - КПД одного подшипника. 

    Угловая скорость на выходном валу будет: 

    w_вых. = p ^x n_вых. / 30 = 3,142 ^x 98,358 / 30 = 10,3 рад/с 

    Требуемая мощность двигателя будет: 

    P_треб. = M_вых. ^x w_вых. / h = 680 ^x 10^{-3 x} 10,3 / 0,831  =  8,428 кВт 

    В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой  мощности выбираем электродвигатель 160M8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с параметрами: P_двиг.=11 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения n_двиг. = 750-750^x2,5/100=731,25 об/мин,угловая скорость w_двиг. = p ^x n_двиг. / 30 = 3,14 ^x 731,25 / 30 = 76,576 рад/с. 

    Oбщее  передаточное отношение: 

    U = w_вход. / w_вых. = 76,576 / 10,3 = 7,435 

    Для передач выбрали следующие передаточные числа: 

    U₁ = 2

    U₂ = 2,5

    U₃ = 1,5 

    Рассчитанные  частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу : 

    Мощности  на валах: 

P₁ = P_треб. ^x h₁ ^x h_подш. =

       8428 ^x 0,96 ^x 0,99 = 8009,971 Вт 
 

P₂ = P₁ ^x h₂ ^x h_подш. =

       8009,971 ^x 0,965 ^x 0,99 = 7652,326 Вт 

P₃ = P₂ ^x h₃ ^x h_подш. =

       7652,326 ^x 0,925 ^x 0,99 = 7007,618 Вт 

    Вращающие моменты на валах: 

T₁ = P₁ / w₁ = (8009,971 ^x 10³) / 38,288 = 209203,171 Н^xмм 

T₂ = P₂ / w₂ = (7652,326 ^x 10³) / 15,315 = 499662,161 Н^xмм 

T₃ = P₃ / w₃ = (7007,618 ^x 10³) / 10,21 = 686348,482 Н^xмм

По таблице  П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 160M8, с синхронной частотой вращения 750 об/мин, с мощностью P_двиг.=11 кВт и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения n_двиг. = 731,25 об/мин. 

    Передаточные  числа и КПД передач

    Рассчитанные  частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах

3. Расчёт 1-й  клиноременной передачи

    1. Вращающий момент на меньшем  ведущем шкиве: 

    T_{(ведущий шкив)} = 110060,593 Н^xмм. 

    2. По номограмме на рис. 7.3[1] в  зависимости от частоты вращения  меньшего ведущего шкива n_{(ведущий шкив)} (в нашем случае n_{(ведущий шкив)}=731,247 об/мин) и передаваемой мощности: 

    P = T_{(ведущий шкив)} ^x w_{(ведущий шкив)} = 110060,593 ^x 10^{-6 x} 76,576 = 8,428 кВт  

    принимаем сечение клинового ремня Б. 

    3. Диаметр меньшего шкива по  формуле 7.25[1]: 

    d₁ = (3...4) ^x T_{(ведущий шкив)}^1/3 = (3...4) ^x 110060,593^1/3 = 143,769...191,692 мм. 

    Согласно  табл. 7.8[1] принимаем d₁ = 180 мм.

    4. Диаметр большого шкива (см. формулу 7.3[1]): 

    d₂ = U ^x d₁ ^x (1 - e) = 2 ^x 180 ^x (1 - 0,015) = 354,6 мм. 

где e = 0,015 - относительное скольжение ремня.

    Принимаем d₂ = 355 мм.

    5. Уточняем передаточное отношение: 

    U_р = d₂ / (d₁ ^x (1 - e)) = 355 / (180 ^x (1 - 0,015)) = 2,002 

    При этом угловая скорость ведомого шкива  будет: 

    w_{(ведомый шкив)} = w_{(ведущий шкив)} / U_р = 76,576 / 2,002 = 38,25 рад/с. 

    Расхождение с требуемым (38,288-38,25)/38,288=0,099%, что  менее допускаемого: 3%.

    Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов: 

d1  =  180 мм;

d2  =  355 мм. 

    6. Межосевое расстояние Ap следует принять в интервале (см. формулу 7.26[1]): 

    a_min = 0.55 ^x (d₁ + d₂) + T₀ = 0.55 ^x (180 + 355) + 8 = 302,25 мм; 

    a_max = d₁ + d₂ = 180 + 355 = 535 мм. 

где T₀ = 8 мм (высота сечения ремня). 

Принимаем предварительно значение a_w = 421 мм.

    7. Расчетная длина ремня по формуле  7.7[1]: 

    L = 2 ^x a_w + 0.5 ^x p ^x (d₁ + d₂) + (d₂ - d₁)² / (4 ^x a_w) =

          2 ^x 421 + 0.5 ^x 3,142 ^x (180 + 355) + (355 - 180)² / (4 ^x 421) =

          1700,562 мм. 

    Выбираем значение по стандарту (см. табл. 7.7[1]) 1700 мм.

    8. Уточнённое значение межосевого  расстояния a_р с учетом стандартной длины ремня L (см. формулу 7.27[1]): 

    a_р = 0.25 ^x ((L - w) + ((L - w)² - 2 ^x y)^1/2) 

где w = 0.5 ^x p ^x (d₁ + d₂) = 0.5 ^x 3,142 ^x (180 + 355) = 840,376 мм;

       y = (d2 - d1)² = (355 - 180)² = 30625 мм. 

Тогда: 

    a_р = 0.25 ^x ((1700 - 840,376) +EQ \R(;(1700 - 840,376)² - 2 ^x 30625) ) = 420,713 мм, 

    При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 ^x L = 17 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 ^x L = 42,5 мм для увеличения натяжения ремней.

    9. Угол обхвата меньшего шкива  по формуле 7.28[1]: 

    a₁ = 180^o - 57 ^x (d₂ - d₁) / a_р = 180^o - 57 ^x (355 - 180) / a_р = 156,29^o 

    10. Коэффициент режима работы, учитывающий  условия эксплуатации передачи, по табл. 7.10[1]: C_p = 1,2.

    11. Коэффициент, учитывающий влияние  длины ремня по табл. 7.9[1]: C_L = 0,94.

    12. Коэффициент, учитывающий влияние  угла обхвата (см. пояснения к формуле 7.29[1]): C_a = 0,939.

    13. Коэффициент, учитывающий число  ремней в передаче (см. пояснения  к формуле 7.29[1]): предполагая, что  ремней в передаче будет от 4 до 6, примем коэффициент С_z = 0,85.

    14. Число ремней в передаче: 

    z = P ^x C_p / (P_oC_L ^x C_a ^x C_z) = 8428 ^x 1,2 / (3010 ^x 0,94 ^x 0,939 ^x 0,85 = 4,478, 

где Р_o = 3,01 кВт - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт (см. табл. 7.8[1]). 

    Принимаем  z = 5.

    15. Скорость: 

    V = 0.5 ^x w_{(ведущего шкива)} ^x d₁ = 0.5 ^x 76,576 ^x 0,18 = 6,892 м/c. 

    16. Нажатие ветви клинового ремня по формуле 7.30[1]: 

    F₀ = 850 ^x P ^x C_р ^x C_L / (z ^x V ^x C_a) + q ^x V² =

            850 ^x 8,428 ^x 1,2 ^x 0,94 / (5 ^x 6,892 ^x 0,939) + 0,18 ^x 6,892² = 258,28 H. 

где q = 0,18 H^xc²/м² - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил (см. пояснения к формуле 7.30[1]). 

    17. Давление на валы находим по  формуле 7.31[1]: 

    F_в = 2 ^x F₀ ^x sin(a/2) = 2 ^x 258,28 ^x 5 ^x sin(156,29^o/2) = 2527,711 H. 

    18. Напряжение от силы F₀ находим по формуле 7.19[1]: 

    s₁ = F₀ / A = 258,28 / 133 = 1,942 МПа. 

где A = 133 мм² - площадь поперечного сечения ремня.