Курсовая работа: Определение привода галтовочного барабана

Содержание

Введение

1. Условия работы машинного агрегата

2. Подбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяем требуемую мощность и частоту вращения двигателя

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбираем материал для зубчатой передачи

3.1.2 Определяем допустимые контактные напряжения для зубьев шестерни H1 и колеса H2

3.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни F1 и колеса F2

3.2 Проектный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

3.2.1 Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач

3.2.2 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

3.2.3 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

3.3 Проверочный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

3.4 Проверочный расчет на выносливость по напряжениям изгиба

3.5 Расчет геометрических параметров

4. Расчет открытой передачи

5. Проектный расчет валов

5.1 Выбор материала валов

5.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

5.3 Определяем геометрические параметры ступеней валов

5.3.1 Быстроходный вал

5.3.2 Тихоходный вал

6. Подбор и проверка долговечности подшипников

6.1 Предварительный выбор подшипников качения

6.1.1 Быстроходный вал

6.1.2 Тихоходный вал

6.2 Определяем реакции в опорах подшипников. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал )

6.3 Определение реакций в подшипниках. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (тихоходный вал )

6.4 Проверочный расчет подшипника 208 быстроходного вала

6.5 Проверочный расчет подшипника 211 тихоходного вала

7. Конструирование зубчатого колеса

8. Подбор и проверка шпоночных соединений

8.1 Быстроходный вал

8.2 Тихоходный вал

9. Проверочный расчет ведомого вала

9.1 Сечение А-А, проходящее через вал-шестерню

10. Конструирование корпуса редуктора

10.1 Основные элементы корпуса

11. Смазка и сборка редуктора

12. Охрана окружающеи среды и энергосбережение

Литература

Приложения

Введение

Рис. 1 Привод галтовочного барабана:

1 - двигатель; 2 - передача клиновым ремнем; 3 - цилиндрический редуктор; 4 - упругая втулочно-пальцевая муфта; 5 - галтовочный барабан; I, II, III, IV - валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

1. Условия работы машинного агрегата

Привод галтовочного барабана для снятия заусенцев после штамповки- с окружной силой на барабане F=0,5 кН, предназначен снятия заусенцев, работает в течении 6 лет.

Устанавливается в прессовом цеху. Работа в две смены, нагрузка переменная, режим реверсивный, продолжительность смены tс=8 ч.

Определяем ресурс времени:

Lh=365Lг•tс•Lс ( 10 ,с.36)

Lг- срок службы привода

tc - продолжительность смены

Lc- число смен

Lг=6 лет

tc=8 ч.

Lc=2 смены

Lh=365•6•8•2=35040 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса.

Тогда Lh•0,85 =35040•0,85=29784 ч.

Принимаем рабочий ресурс привода: Lh=30·10і ч.

Таблица 1.1 - Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

2. Подбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода

2.1 Определяем требуемую мощность и частоту вращения двигателя

Определяем требуемую мощность рабочей машины Р,кВт

Ррм=F•v [1, с.39]

F-окружная сила на барабане

v- окружная скорость барабана

F=1,2 кН

v= 2,0 м/с

Ррм=0,5•3,0=1,5 кВт

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

?= ?м•?оп•?ЗП•?м•?пк3

?зп-КПД зубчатой цилиндрической передачи

?зп=0,97 [1, с.40]

?ОП-КПД открытой ременной передачи

?ОП=0,95 [1, с.40]

?м-КПД муфты

?м=0,98 [1, с.40]

?пк-КПД подшипника качения

?пк=0,995 [1, с.40]

?=0,98•0,95•0,97•0,98•0,9953=0,872.

Определяем требуемую мощность двигателя Pдв, кВт :

Pдв= Ррм/? [1, с.40]

Pдв=1,5/0,872=1,72 кВт.

По таблице К9 [1, с.384] выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Pном=2,2 кВт

Таблица 2.1 - Характеристики двигателей

Определяем частоту вращения рабочей машины nрм ,мин

nрм=60•1000•v/(р?D) [1, с.41]

где D-диаметр барабана, D=800мм

v - скорость барабана, v=3,0 м/с

nрм=60•1000•3,0/(3,14•800)=71,66 мин-1

Определяем общее передаточное число для каждого варианта двигателя u

u=nдв/nрм [1, с.41 ]

uоб1=2850/71,66=39,77

uоб2=1425/71,66=19,89

uоб3=950/71,66=13,26

uоб4=700/71,66=9,77

Производим разбивку общего передаточного числа принимая для всех вариантов передаточное число постоянным uзп=5,0 [ 1, с.43, табл .2,3]

Тогда передаточное число открытой зубчатой передачи равно

uоп=uоб/uзп

u1=39,77/5,0=7,95

u2=19,89/5,0=3,98

u3=13,26/5,0=2,65

u4=9,77/5,0=1,95

Таблица 2.2 - Передаточные отношения привода

Т.к. двигатели с большой частотой вращения имеют низкий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами весьма металлоемки, то рассмотренных вариантов предпочтительней третий: uоп=2,65

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала ленточного конвейера:

?nрм= nрм• д/100

?nрм= 71,66•5/100=3,583 мин-1

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6У3 (Pном =2,2кВт,nном=950мин-1); передаточные числа: привода uоб=13,26, редуктора uзп=5,0, открытой передачи uоп=2,65.

Определяем мощность на валах, P кВт:

Рдв треб.=1,72 кВт

Р1= Р1• ?оп • ?пк=1,72•0,95•0,995=1,57 кВт

Р2=Р1• ?зп • ?пк=1,57•0,97•0,995=1,52 кВт

Ррм=Р2• ?м • ?пк=1,48•0,98•0,995=1,44 кВт

Определяем скорости на валах, щ с-1 :

щном= р?nном/30=3,14•950/30=99,43 с-1

щ1= щном/ uоп=99,43/2,65=37,52 c-1

щ2= щ1/ uзп=37,52/5,0=7,5 c-1

щрм= щ2 =7,5 c-1

Определяем частоту вращения на валах n, об/мин:

nном =950 мин-1

n1= nном/uоп=950/2,65=358,49 мин-1

n2= n1/uзп =358,49/5,0=71,7 мин-1

nрм = n2 = 71,7 мин-1.

Определяем вращающие моменты на валах Т, Н•м :

Tдв=Pдв/щном=1,72·10і/99,43=17,3 Н•м

T1= P1/щ1 =1,57·10і/37,52=41,8 Н•м

T2=P2/щ2=1,52·10і/7,5=202,67 Н•м

Tрм= Pрм/щрм=1,44·10і/7,5=192 Н•м.

Таблица 2.3 Кинематические и силовые характеристики привода

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

3.1.1 Выбираем материал для зубчатой передачи

Определяем марку стали:

для шестерни: сталь 40ХН, твердость? 350 HB;

для колеса: сталь 40ХН, твердость? 350 HB.

Разность средних твердостей HB1cp-HB2cp?20…50 [1,c.49. табл 3.1 ]

Определяем механические характеристики стали 40ХН:

для шестерни: сталь 40ХН

твердость 269…302 HB1 , термообработка - улучшение,

D пред=200мм , Sпред=125 мм ;

для колеса: сталь 40ХН

твердость 235…262 HB2, термообработка - нормализация,

любые размеры. [1,c.50. табл 3.2 ]

Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса :

HB1cp=(269+302) / 2=285,5

HB2cp=(235+262) / 2=248,5

HB1cp-HB2cp=285,5-248,5=37 - условие выполняется

3.1.2 Определяем допустимые контактные напряжения для зубьев шестерни H1 и колеса H2

Рассчитываем коэффициент долговечности KHL

Наработка за весь срок службы:

для колеса N 2=573 2 •L h [1,c.51 ]

2=7,5 c-1 ; L h=30·10і ч

N2=573•7,5•30 •10 і =1,28•108 циклов.

для шестерни: N1=N2• uзп [1,c.51 ]

N1=1,28•108• 5,0=6,4•108 циклов.

Число циклов перемены напряжений N h0 , соответствующее пределу

выносливости , находим по табл 3.3 интерполированием

N h01=25•106 циклов ; N h02=16,5•106 циклов [1,c.51]

Так как N1> N h01 и N2> N h 02 ,то коэффициент долговечности

KHL1=1 и KHL2=1 [1,c.53]

Определяем допускаемое контактное напряжение [ ]H0,

соответствующее числу циклов перемены напряжений NH0 :

для шестерни [ ]H01=1,8•HB1cp+67 [1,c.49 ]

[]H01=1,8•285,5+67 =580,9МПа

для колеса [ ]H02=1,8•HB2cp+67 [1,c.49 ]

[]H02=1,8•248,5+67 =514,3 МПа

Определяем допустимое контактное напряжение :

для шестерни: [ ]H1= KHL1•[ ]H01=1•580,9=580,9МПа [1,c.53 ]

для колеса: [ ]H2= KHL2•[ ]H02=1•514,3 =514,3 МПа

Так как HB1cp - HB2cp =580,9-514,3 =66,6<70 , то цилиндрическая зубчатая передача рассчитывается по среднему значению [ ]H=514,3 МПа

3.1.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни F1 и колеса F2

Рассчитываем коэффициент долговечности КFL:

Наработка за весь срок службы:

для шестерни N1=6,4•108 циклов,

для колеса N2=1,28•108 циклов

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0=4•106 для обоих колес. [1,c.53. ]

Так как N1>NF01 и N2>NF02, то коэффициент долговечности КFL1=1 и КFL2=1.

Определяем допускаемые напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0: NF0=1,03•HBcp [1,c.49.табл 3.1. ]

для шестерни [ ]F01=1,03•HB1cp=1,03•285,5=294,1 МПа

для колеса [ ]F02==1,03•HB2cp =1,03•248,5=255,96 МПа

Определяем допускаемые напряжение изгиба:

для шестерни [ ]F1= КFL1•[ ]F01=1•294,1=294,1 МПа

для колеса [ ]F2.= КFL2•[ ]F02=1•255,96=255,96 МПа

Так как передача реверсивная, то [ ]F уменьшаем на 25% :

[ ]F1=294,1•0,75=220,58МПа

[ ]F2=255,96•0,75=191,97МПа

Таблица 2.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

3.2 Проектный расчет передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Определяем межосевое расстояние аw, мм:

аw ? ka(u+1)• іv(T2·10і·kHb)/(?a·uІ •[ ]H І) [1,c.58. ]

ka -вспомогательный коэффициент;

ka=43 [1,c.58. ]

?a- коэффициент ширины венца колеса; ?a=0.28..0.36;

u- передаточное число редуктора; u=5 ;

T2 -вращающийся момент на тихоходном валу редуктора

T2=202,67 H•м ;

kHb -коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, kHb=1 [1,c.58. ]

[ ]H-допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом [ ]H =514,3 МПа

а w?43•(5+1)·іv (202,67·10і) / (0,3•5І· 514,3І)= 120,6 мм

Принимаем а w=125 мм . [1,c.313. табл 13.15 ]

Определяем модуль зацепления m ,мм

m=(0,01...0,02)•aw,

m=(0,01…0,02)•125=1,25…2,5 мм,

Принимаем m=1,5 мм.

3.2.1 Определяем угол наклона зубьев min для косозубых передач

min=arcsin (3,5•m / b2 ) [1,c.60. ]

b2=?a•aw [1,c.59 ]

b2=0,3•125=37,5 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем b2=35мм [1,c.313 ]

min= arcsin (3,5•1,5 / 35)=8,63°.

3.2.2 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

Z 1?Z2=2• aw•cos min / m [1,c.60 ]

Z =2•125•cos 8,63 / 1,5=164,78

Принимаем Z =165

3.2.3 Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

=arccos (Z •m / (2• aw))=arccos(165•1,5 / (2•125))=8,10961° [1,c.60 ]

Определяем число зубьев шестерни

Z + u) [1,c.60 ]

=165/ (1+5)=27,5

принимаем =28

Определяем число зубьев колеса :

Z2= Z - [1,c.60 ]

Z2 165 - 28=137

Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем

его отклонение U от заданного u :

uф=Z2 / Z1 ; U = (uф-u)•100% / U? 4%

uф=137/28=4,89

u=(4,89-5)•100% /5 ? 4% [1,c.60. ]

U=2,2%<4% - условие выполняется

Определяем фактическое межосевое расстояние

aw=(Z1+Z2)•m / (2•cos ) [1,c.60 ]

aw =(28+137)•1,5 / (2•cos 8,10961°)=125 мм.

Определяем основные геометрические параметры передачи , мм

Таблица 3.2 Параметры зубчатого зацепления