Проектирование привода к шаровой мельнице

 Федеральное Агентство Образования и Науки Российской Федерации 

ИВАНОВСКИЙ  ГОСУДАРТВЕНЫЙ

ХИМИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ  УНИВЕРСИТЕТ 
 
 
 
 

Расчетно-пояснительная

записка

к курсовому проекту  по дисциплине «Детали машин» 
 
 
 

Тема: «Проектирование привода к шаровой мельнице»

 Выполнил: студент группы 3/32

Проверил: Киселев Б. Р. 
 
 

Иваново 2011 г. 
 
 

Содержание. 
 

Задание на выполнение курсового проекта ………………………………………………… 2

Введение ………………………………………………………………………………………. 3

1. Оптимизация  выбора привода …………………………………………………………….. 4

2. Кинетический  расчет привода и выбор электродвигателя  ………………………………. 5

3. Расчет двухступенчатого  цилиндрического редуктора ………………………………….. 7

3.1. Расчет зубчатых  колес I ступени редуктора ………………………………………… 7

3.2. Расчет зубчатых  колес II ступени редуктора ………………………….…………… 10

4. Расчет и  конструирование валов двухступенчатого  цилиндрического редуктора ….. 14

4.1. Быстроходный  вал ………………………………………………………………….... 14

4.2. Промежуточный вал …………………………………………………………………. 21

4.3. Тихоходный  вал ………………………………………………………………………  29

5. Расчет и  проектирование зубчатой цилиндрической  передачи открытого типа ………. 37

6. Выбор сорта  масла …….…………………………………………………………………… 48

7. Конструирование  корпуса редуктора …………………………………………………….. 49

8. Проектирование  рамы ……………………………………………………………………... 51

9. Выбор муфт  …………………………………………………………………………………  52

Список использованной литературы ………………………….…………………………….. 53

Задание на выполнение курсового проекта по механике

Тема: Спроектировать привод к шаровой мельнице 

      Исходные  данные: 

Мощность  на рабочем валу машины ………………………….N_р.в.=21.3 кВт

Скорость вращения рабочего вала машины ………….………..n_р.в.=77 об/мин

Скорость вращения электродвигателя ………………………….n_с=1500 об/мин

ПВ=100 %

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 – 1500 об/мин, тогда общее передаточное число привода (без учета скольжения): 
 

Стандартные редуктору 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.   Мы выбираем открытую цепную передачу. Для того чтобы избежать воздействия больших консольных нагрузок на подшипник тихоходного вала редуктора вал шестерни открытой передачи  размещается в отдельных подшипниках.

    В качестве редуктора выбираем цилиндрический двухступенчатый редуктор, передаточное отношение которого может достигать __. 

  Обоснование выбора редуктора. 

Двигатель с синхронной частотой  1500 об/мин; передаточное отношение .

Исходя из полученных данных, выбрал 2-х ступенчатый редуктор с передаточным отношением равным __ и соответственно открытую цепную передачу с передаточным отношением равным __. 

В данном случае по моим дальнейшим расчетам при проектировании валов и определении долговечности подшипников получилось следующее: учитывая конструктивные особенности опор вала, оказалось, что расстояние между подшипниками быстроходного и тихоходного валов недостаточно для дальнейшей разработки конструкции корпуса редуктора, несмотря на достаточный  ресурс( )работы данных опор. Выбор другой серии подшипника не обеспечил бы необходимого условия для нормальной работы. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Кинематическая  схема 
 

Оптимизация выбора привода. 

      Т.к. в исходных данных проекта известны скорость вращения рабочего вала машины и вала электродвигателя, поэтому определим ориентировочно общее передаточное отношение привода

u_пр=n_с. / n_р.в.

u_пр=n_с. / n_р.в.=1500/77=19.4

  Кинематический расчет  привода и

выбор электродвигателя. 

           Определение К.П.Д.  привода 

η_пр=η³_п.к.η²_з.п.ц.η_ц.п.=0,99³*0,97²*0,95=0,87

где:    - к.п.д. редуктора,

       - к.п.д. цепной передачи открытого  типа,

       - к.п.д. пары подшипников качения,

       - к.п.д. зубчатой передачи закрытого  типа, 

           Определим расчетную  мощность электродвигателя 

N^р_эл=N_р.в / η_пр

N^р_эл=N_р.в / η_пр=21,3 / 0,87=20,6 кВт 

           Выбираем электродвигатель 

Зная n_c=1500 об/мин  N^р_эл=20,6 кВт  

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А180М4УЗ, N_эл=22 кВт, S=2%- нормальное скольжение

Электродвигатель  будет работать с недогрузкой,

20,6—100%

1,4— X% =>        X=1,4*100/20,6=6,8%   допустимо т.к.<15% 

Определим асинхронную  частоту вращения электродвигателя

n_ас=n_с(1-S% / 100%)

n_ас=1500(1-2% / 100%)=1470об/мин 
 

  Уточняем передаточное  отношения механических  ступеней привода.

         Действительное  общее передаточное отношение привода  равно

u´_пр=n_ас / n_р.в.=1470/77=29,4

Если принять  стандартное передаточное отношение u_1-2=3,55

u_3-4=4,5 по ГОСТ 3563-60

Определим уточненное передаточное отношение открытой цепной передачи.

u´_{отк.пер.}= u´_пр / u_р^ст=29,4/16=1,84

Уточняем общее  передаточное отношение

u_об.=4,5*3,55*1,84=29,8 

Определим моменты  на валах привода.

Ротор электродвигателя:

М_эл.=30*N_эл^р / π* n_ас

М_эл.=30*20,6*10³ / 3,14*1470=133,9 Н*м 

Передаточное  отношение пар:

u_1-2 =3,55 ;  u_3-4=4,5

Быстроходный  вал:

М_׀ = М_эл., т.к. привод идет через муфту

М_׀׀ = М_׀  * u_1-2* η_п.к* η_з.п =133,9*3,55*0,99*0,97=456,5 Н*м

М_׀׀׀ = М_׀׀  * u_3-4* η_п.к* η_з.п =456,5*4,5*0,99*0,95=1972,7 Н*м

М_р.в.= М_׀׀׀ * u_ц.п.* η_п.к* η_з.п =1972,2*1,84*0,99*0,95=3413,8 Н*м

Определим частоту  вращения валов привода.

Быстроходный  вал редуктора:

n₁=n_ас (т.к. осуществляется через муфту)

n₁=n_ас=1470 об/мин

n₂=n₁ / u_1-2 =1470/3,55=414 об/мин

n₃=n₂ / u_1-2* u_3-4 =1470/4,5*3,55=92 об/мин

n_р.в.= n₁/ u_1-2* u_3-4 * u_ц.п.=1470/3,55*4,5*1,84=50 об/мин                   
 

Кинематические  параметры привода

3. Расчет двухступенчатого  редуктора.

  Расчет зубчатых  колес первой ступени  редуктора. 

Вид передачи –  цилиндрическая косозубая.

   Выбор материала: для зубчатых колес – Сталь 45, закалка с высоким отпуском

НВ=269-302  

Колесо: НВ = 269

Шестерня: НВ = 302

Т.к. твердость  поверхности зубьев колеса меньше, чем твердость поверхности шестерни, то расчет контактного напряжения ведем  по зубчатому колесу 

[σ_H]₂ = σ_HO2 · K_HL / S_H

σ_HO2- предел контактной выносливости поверхности зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа

По моменту  М_׀׀׀ выбираем редуктор (М_׀׀׀ =1972,7 Н*м)

2000 — 100 %

27,3 — Х %     => Х=27,3*100 / 2000 =1,37 %        

Выбираем редуктор 1Ц2У-160 

3.   Определяем допускаемое контактное напряжение

σ_HO2 = 2*НВ + 70 =2*269+70 =608 МПа             

K_HL=1- коэффициент долговечности

S_H = 1,2- коэффициент безопасности

[σ_H]₂ =  608 · 1 / 1.2 = 507 МПа 

   Определяем  межосевое расстояние 

а=К_а*( u_1-2 +1) ³      М _{׀ ׀} *К_нβ / σ_H²*ψ_αв* u_1-2²

К_α=430, т.к. косозубая передача                         

ψ_ав=0,315 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ГОСТ 2185- 66

ψ_вd=0,5* ψ_αв(u_1-2 +1)=0,5*0,315(3,55+1)=0,72

К _нβ=1,07 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца 

а=430*(3,55+1) ³ 456,5*1,07 / 507²*0,315*3,55²=153 мм

160 — 100%

7  — Х%         => Х=7*100 / 160=4,3% Т.к. недогрузка составляет менее 15%, то по стандарту принимаем значение а_ст=160 мм 

    Определяем модуль

      m_n = (0.01 ÷ 0.02) * a_ст = (0.01 ÷ 0.02)*160=2,5 мм

принимаем m_ст. =2,5 мм 

   Определяем  суммарное количество зубьев

      Z_Σ = (2 · a / m_с) · cos β

      Z_Σ = (2 · 160 / 2,5) · cos 10° = 126 шт. 

    Определяем  количество зубьев шестерни и  колеса

      Z₁ = Z_Σ / (U_1-2 + 1)  

      Z₁ = 126 / (3,55 + 1) = 28шт.

      Z₂ =Z_Σ - Z₁= 126 - 28 = 98 шт. 

     Уточняем  передаточное отношение

      u_1-2=Z₂ /Z₁=98 / 28=3,53 

     Уточняем  межосевое расстояние

     а_ф = 0,5* m_n (Z₁ + Z₂ )* 1 /  cos β                

Принимаем, что  cos β= 10°

m_n = m_ст* cos β = 2,5* cos10°=2,46

а_ф = 0,5*2,46 (28+98)* 1/ cos 10°=160 мм 

    Уточняем угол наклона зубьев 

β=arсcos(0,5* m_n*(Z₁ + Z₂ ) / а_ст)

β=arсcos(0,5*2,46*(28+98) / 160= arсcos 0,98 =14,4°

   Определяем  расчетные контактные напряжения, МПа

σ_H2=6160* Z_н * Z_e / а_ст *        М_׀׀ (u+1)³ * К_Hα * К_нβ * К_нv / в* u² 

Z_н – коэффициент формы сопряжения поверхностей зуба

Принимаем что  α=20°

Z_н=        2соs β / sin 2α =       2*соs14,4° / sin 2*20°=1,74

εα – коэффициент  торцового перекрытия

εα = (1,88-3,2 (1/ Z₁ + 1/Z₂ ))* соs β  

εα  = (1,88-3,2 (1/28+1/98))* соs14,4 = 1,68                                  

Z_e – коэффициент суммарной длины контактных линий

Z_e=        1 / εα  =        1 / 1,7  =0,77

в₂ – ширина венца зубчатого колеса, мм

в= ψ_ва*  а_ст

в=0,315*160=50 мм

K_Hα = 1,046 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Определяем окружную скорость

v=π*d₂*n₂/ 60*1000

v=3,14**414 / 60*1000=5,3 м/с

d₂= m_n* Z₂=2,5*98=245 мм

n₁=1470 об/мин

π=3,14

K_Hβ=1,14 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

K_HV=1 – коэффициент динамической нагрузки, возникающей в зацеплении

σ_H2=6160*1,68*0,77 /160 *     456,5*(3,55+1)³*1,046*1,14*1 / 50*3,55²=453МПа

506— 100%

53  —  Х%     => Х=100*53 / 506=10%

 Т.к. перегрузка составляет менее 15%, то условия расчета по контактным напряжениям выполняются 

 Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев передачи 

[σ] _F = (σ_Fо *К_FL*К_Fс) / S_F * Y_S

σ_Fо – предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, МПа 

σ_Fо =1,8*НВ

σ_Fо1 =1,8*269=484,2 МПа

σ_Fо2 =1,8*302=543,6 МПа

К_FL = 1 – коэффициент долговечности

К_Fс = 1,1– коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки

S_F – коэффициент безопасности

S_F = S_F¹ * S_F¹¹

S_F¹¹= 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала зубчатого колеса и ответственности зубчатой передачи [1, стр.76],

S_F¹ = 1  - коэффициент способа получения заготовки зубчатого колеса:

S_F = 1*1,75=1,75

Y_S = 1,035 - коэффициент градиента напряжений и чувствительности материала к концентрации напряжений [1, стр.76, табл.6.2]

[σ] _F1 = 484,2*1*1,1*1,035 / 1,75=315 МПа

[σ] _F2 = 543,6*1*1,1*1,035 / 1,75=354 МПа 

   Определим расчётное напряжение изгиба зубьев шестерни и колеса, МПа

σ _F2 =Y _F2* Y_β*2000* М_׀׀* K_Fα* K_Fβ* K_FV / в₂ * d₂* m_ст

Y _F = коэффициент формы зуба

Y _F1=3,6

Y _F2=3,8

[σ] _F1 / Y _F1 = 354/3,6=98 МПа

[σ] _F2 / Y _F2 = 315/3,8=83 МПа 

Т.к. [σ] _F1 / Y _F1  >  [σ] _F2 / Y _F2  , то определяем расчетное напряжение изгиба зубьев колеса

Y_β  - коэффициент наклона зуба

Y_β=1- β / 140=1 – 14,4 / 140=0,9

K_Fα = 0,81 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

K_Fβ = 1,17 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца    [1, стр.84, табл.6.9],

K_FV =1,15- коэффициент динамической нагрузки [1, стр.85, табл.6.10], 

σ _F2 = 3,6*0,9*2000*465,5*0,81*1,17*1,15 / 50*245*2,5=105 МПа

Величина расчётного напряжения изгиба зубьев должна быть меньше допускаемого [σ] _F2  > σ _F2 

354  >  105

Условие расчёта  по изгибным напряжения  выполняется

Параметры зубчатых колес первой ступени 

Эскиз зубчатого  колеса.

  Расчет зубчатых  колес второй ступени  редуктора. 

Вид передачи –  цилиндрическая косозубая.

   Выбор  материала: для зубчатых колес  – Сталь 45, закалка с высоким  отпуском 

НВ=269-302 

Колесо: НВ = 269

Шестерня: НВ = 302

Т.к. твердость  поверхности зубьев колеса меньше, чем твердость поверхности шестерни, то расчет контактного напряжения ведем по зубчатому колесу 

[σ_H]₂ = σ_HO2 · K_HL / S_H

σ_HO2- предел контактной выносливости поверхности зубьев при базовом числе циклов напряжений, МПа 

   Определяем  допускаемое контактное напряжение

σ_HO2 = 2*НВ + 70 =2*269+70 =608 МПа             

K_HL=1- коэффициент долговечности

S_H = 1,2- коэффициент безопасности

[σ_H]₂ =  608 · 1 / 1.2 = 507 МПа 

   Определяем  межосевое расстояние 

а=К_а*( u_3-4 +1)  ³      М _{׀ ׀ ׀} *К_нβ / [σ_H] ²₂ *ψ_αв* u_3-4²

К_α=430, т.к. косозубая передача                         

ψ_ав=0,20 – коэффициент ширины венца зубчатого колеса относительно межосевого расстояния ГОСТ 2185- 66

ψ_вd=0,5* ψ_αв(u_3-4 +1)=0,5*0,2(4,5+1)=0,55

К _нβ=1,08 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по

ширине зубчатого венца 

а=430*(4,5+1) ³  1972,7*1,08 / 507²*0,2*4,5²         =300 мм  

315 — 100%

15  — Х%         => Х=15*100 / 315=4,7% Т.к. недогрузка составляет менее 15%, то по стандарту принимаем значение а_ст=315 мм 

    Определяем  модуль

      m_n = (0.01 ÷ 0.02) * a_ст = (0.01 ÷ 0.02)*315=5 мм