Санкт-Петербургский  Государственный  Политехнический  Университет

Кафедра машиноведения и деталей машин

ПРИВОД  СИЛОВОЙ

Пояснительная записка

 

МДМ 055.00.00.00 ТЗ 

Курсовой  проект 
 
 
 
 
 
 
 
 

Студент группы 3036/1   ___________________________ (Дородный К.И.)

Руководитель                   ___________________________ (Деникин Э.И.)

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Санкт-Петербург

2008 г.

1. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЁТ ПРИВОДА И ВЫБОР

ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ 

1.1 Определение  КПД привода и выбор электродвигателя 

Кинематическая схема привода (двухступенчатый редуктор по развернутой схеме) 

1 – электродвигатель; 2 – муфта; III – входной (быстроходный) вал; IV – выходной (тихоходный вал)

Рис.1.1 

    Для выбора электродвигателя следует определить его мощность, которая определяется по формуле:  

                                                                ,                                                   (1.1) 

где - мощность на валу IV, Вт; - коэффициент полезного действия (КПД) привода. 

          Мощность на валу IV определяется по формуле:  

                                                                ,                                                 (1.2) 

где - мощность на валу IV, Вт; - крутящий момент на валу IV, ; - угловая скорость на валу IV, . 

Угловая скорость на валу IV вычисляется по формуле:

                                                               ,                                                    (1.3)

где - частота вращения вала IV, об/мин. 

    Подставляя  численные значения в (1.3), получаем величину угловой скорости на   валу IV:

. 

    Подставляя  численные значения в (1.2), получаем мощность на валу IV: 

Вт. 

    КПД привода может быть вычислен по формуле:  

,                                     (1.4) 

где - КПД клино-ременной передачи; - КПД быстроходной передачи; - КПД тихоходной передачи; -КПД муфты; -КПД подшипников.

      Значения  всех КПД, входящих в формулу (1.4), выбираем по рекомендациям в соответствии с [2, с.5]: = 0,96; = = 0,97; = 0,98;  = 0,99. 

    Подставляя  эти значения в (1.4), получаем КПД  привода: 

 

    По  формуле (1.1) определяем мощность двигателя:

Вт.

    По [2, с.390] выбираем асинхронный электродвигатель переменного тока с учётом .

Тип двигателя  132 M8, синхронная частота вращения об/мин,

Полученные данные запишем в табл. 1.1 
 

Таблица 1.1

Технические характеристики электродвигателя 

 

1.2 Определение  общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням 

    Частота вращения (асинхронная) вала I определяется по формуле: 

                                          (1.5) 

    Угловая скорость на валу I вычисляется по формуле: 

                                                               (1.6) 

    Крутящий  момент на валу I рассчитывается по формуле:

                                                         (1.7)       

    Подставляя  численные значения в формулы (1.5), (1.6), (1.7), получим:       

                   

об/мин;

                                                            рад/с;

        

Нм 

    Передаточное  значение найдём из следующего выражения: 

    

                                          

    

    

    

    

 

    В соответствии с рекомендациями выбираем:

                                                      ,                                                      (1.8)

    где

- коэффициент, учитывающий оптимальную разбивку. 

    Находим численное значение передаточного  отношения быстроходной передачи по формуле (1.8):

 

1.3 Определение  частот вращения, крутящих моментов  и мощностей на валах 

    Частота вращения вала II определяется по формуле:

                                                                 (1.9)

    Подставляя  численные значения в формулу (1.9), получаем:

       

об/мин

    Частота вращения вала III определяется по формуле:

            

об/мин

    Угловые скорости на валах II и III вычисляются по формулам:

    

рад/с;

    

рад/с. 

    Мощности  на валах II и III определяются по формулам: 

;                                         (2.0) 

.                                                     (2.1) 

    Подставляя  численные значения в формулы (2.0) и (2.1), получим:  

Вт; 

Вт. 

    Зная  численные значения и , вычисляем крутящий момент на валах II и III по формулам:

Нм;

Нм. 

    Посчитаем значения частот вращения, мощностей, крутящих моментов и передаточных отношений  на всех валах редуктора при  = 1,3 и = 1,35 и запишем результаты в табл. 1.2, 1.3, 1.4.

    

    

Таблица 1.2

Результаты  энерго-кинематического расчёта (вариант 1) 

 
 

Таблица 1.3

Результаты  энерго-кинематического расчёта (вариант 2) 

 
 

Таблица 1.4

Результаты  энерго-кинематического расчёта (вариант 3) 

 

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ  МЕХАНИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ 

  2.1 Проектировочный расчёт зубчатых  колёс закрытой передачи редуктора 

    В основу методики проектировочного расчёта  зубчатых передач положено отсутствие выкрашивания боковых поверхностей зубьев. Критерий проектировочного расчёта – контактная выносливость.

,                                                              (2.1)

где - фактические контактные напряжения на боковой поверхности зуба, ; -  допускаемые контактные напряжения на боковой поверхности зуба, . 

    Так как в техническом задании  указан мелкосерийный характер производства, то выбираем для изготовления зубчатого колеса группу твёрдости . Термообработка – улучшение. Для быстроходной ступени: шестерня , колесо .

    С учётом скоростей скольжения в зубчатом зацеплении выбирается для быстроходной ступени 7 степень точности по нормам плавности, а для тихоходной 8 степень точности. Назначаем для косозубой передачи угол наклона зуба , коэффициент смещения (передача без смещения). Так как редуктор выполнен по схеме 55, назначаем схемы передачи: быстроходной – 3; тихоходной – 5, [4, с.5] и назначаем коэффициент относительной ширины венца для зубчатой передачи .

      Остальные параметры выбираем на основании  технического задания и энерго-кинематического расчёта. 

    Допускаемые контактные напряжения найдём по формуле:

,                                                         (2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, Па; - коэффициент долговечности; =1,1 – коэффициент безопасности. 

    Для непрямозубых колес расчетное допускаемое  контактное напряжение: 

,                                               (2.2)

где и находим по формуле (2.1):

Мпа

Мпа

Найденные значения подставляем в выражение (2.2) и получаем контактное напряжение: 

Мпа 
 
 

2.1.1 Определение геометрических параметров быстроходной зубчатой передачи 

    Межосевое расстояние найдём по формуле:

,                                   (2.3)

где коэффициент  ; - коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, - коэффициент ширины венца. 

    Подставляя  численные значения в формулу (2.3) получим:

.

    Округлим  это значение до ближайшего большего из ряда ГОСТ 2185-66. Принимаем =100 мм.

    Нормальный  модуль зацепления находим по формуле: 

,                                    (2.4)

принимаем по ГОСТ 9563-60 =1,5мм.

    Пусть предварительно угол наклона зубьев . Определим число зубьев шестерни по формуле:

,                                                        (2.5)

    Подставляя численные значения в выражение (2.5), получим: 

.

    Число зубьев колеса определяем по соотношению:

                                                                        (2.6)

    Подставляя численные значения в выражение (2.6), получим: 

.

    Уточним угол наклона:

                                                             (2.7)

    Подставляя численные значения в выражение (2.7), получим:

т.е.

.

    Рассчитаем  делительные диаметры шестерни и колеса по формулам:

,                                                (2.8) 

    Подставляя численные значения в выражения (2.8), получим:

    Проверим  этот результат:

    Рассчитаем  диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса по соотношениям:

                  ,                                              (2.9)

    Подставляя численные значения в выражение (2.9), получим:

    Определим ширину колеса по формуле:

           ,                                                            (2.10)

    Подставляя численные значения в выражение (2.10) получим: 

.

    Ширину  шестерни определим по соотношению:

                      ,                                                        (2.11)

    Подставляя численные значения в выражение (2.11), получим:

.

    Определим окружную скорость колёс по формуле:

                                   (2.12*) 

2.2 Проверочный  расчёт зубчатых колёс закрытой  быстроходной передачи редуктора

    Целью данного раздела является проверка проектировочного расчёта 

2.2.1 Проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по контактным напряжениям 

    Проверим  контактные напряжения по формуле:

                     ,                                            (2.12)

где - коэффициент нагрузки.

    Коэффициент нагрузки найдём по соотношению: 

,                                                      (2.13) 

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - динамический коэффициент. 

    Коэффициент ширины шестерни по диаметру найдём по формуле:

,                                                             (2.14)

т.е.

. 

    Исходя  из значений окружной скорости и коэффициента ширины шестерни по диаметру , выбираем значения коэффициентов , , и считаем их равными =1.02, =1.03, =1,05.

    Подставляя  численные значения в выражение (2.13) получим:

.

    Теперь  все члены формулы (2.12) известны. Подставим в неё численные  значения:

    Условие прочности выполнено. 
 

2.2.2 Проверочный расчёт зубьев колёс на выносливость по напряжениям изгиба 

    На  колесо действуют окружная, радиальная и осевая силы Рассчитаем силы по соотношениям:

;

                             ;                                                      (2.15)

,

где - окружная сила, Н; - радиальная сила, Н; - осевая сила, Н: - угол зацепления, град.( ). 

    Подставляя  численные значения, получим: 

 
 
 

    Проверять зубья на выносливость по напряжениям  изгиба будем по формуле:

                      ,                                            (2.16)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки; - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки; - коэффициент, учитывающий форму зуба; - коэффициент, введённый в эту формулу для компенсации погрешности; - коэффициент нагрузки. 

    Коэффициент нагрузки определяем по соотношению:

                                                                    (2.17)

    Выбираем  коэффициенты и по рекомендации (2, с.43) и считаем их равными =1.08 и =1.15. 

    Подставляя  численные значения в выражение (2.17), получим:

    Коэффициент найдём по соотношению:

                                     ,                                                       (2.18)

    Подставляя численные значения, получим:

.

    Коэффициент зависит от эквивалентного числа зубьев колеса. Найдём их для шестерни и колеса по формулам:

                       ; ,                                           (2.19)

    Подставляя численные значения, получим:

.

    По  этим значениям выбираем коэффициенты и (2, с. 42) и считаем:

=3.8 и  =3.6. 

    Коэффициент найдём по соотношению:

,                                              (2.20)

где - коэффициент торцевого биения, n – степень точности зубчатых колёс.

    Коэффициент торцевого перекрытия и степень  точности зубчатых колёс выбираем по рекомендации (2, с.47) и считаем равными  =1.5 и n=8. 
 
 
 

    Подставляя  численные значения в выражение  (2.20), получим: 

.

    Определим допускаемые напряжения по соотношению:

                          ,                                                        (2.21)

где - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба, Па; - коэффициент безопасности.

    Предел  выносливости при нулевом цикле изгиба для колёс найдём по формуле:

           , МПа                                                  (2.22)

    Подставляя численные значения в выражение (2.22) для колеса и шестерни, получим:

;

.

    Коэффициент безопасности найдём по формуле:

                    ,                                                    (2.23)

где - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала колёс, - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса. Эти коэффициенты выбираем по рекомендации и считаем =1.75, =1. 

    Подставляя  численные значения в выражение (2.23), получим:

    Подставляя  численные значения в выражение (2.16), получим допускаемые напряжения:

;

.

    Подставляя  численные значения в выражение (2.16), получим:

    Условие прочности выполнено. 

2.3 Определение геометрических параметров тихоходной зубчатой передачи