Кинематический и силовой расчет привода

ВВЕДЕНИЕ 

      В курсе «Детали машин и основы конструирования» изложены вопросы  теории, расчета и конструирования  деталей машин и сборочных единиц общего назначения с учетом заданных условий работы машины.

      Курсовой  проект по деталям машин призван  способствовать закреплению, углублению и обобщению знаний, полученных студентами во время изучения данного курса и применению этих знаний к комплексному решению инженерной задачи по проектированию деталей, узлов и машины в целом. Курсовое проектирование по деталям машин является первой конструкторской работой студентов, при выполнении которой они применяют знания, полученные после изучения как самого курса «Детали машин и основы конструирования», так и предыдущих дисциплин: теоретической механики, теории механизмов и машин, технологии металлов, сопротивления материалов, основ взаимозаменяемости, машиностроительного черчения. Проект должен способствовать развитию творческой инициативы и подготовить студентов к выполнению курсовых проектов последующих специальных технических дисциплин, а также к выполнению дипломного проекта и решению производственных конструкторских задач. В процессе работы над проектом студенты должны получить навыки анализа существующих конструкций с точки зрения преимуществ, недостатков и направления их совершенствования, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, закрепить правила выполнения расчетов и составления пояснительных записок к проектам, а также графического оформления своих конструкторских решений.

      В данном курсовом проекте необходимо разработать привод транспортера приемного бункера загрузчика картофеля ТЗК-30. Кинематическая схема привода и другие исходные данные к проекту даны в задании на курсовое проектирование.

      Необходимо  произвести выбор электродвигателя, спроектировать цилиндрический одноступенчатый редуктор с косозубыми шестернями, цепную передачу, упругую втулочно-пальцевую муфту, раму привода. Все детали проверяются  на прочность.

 

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 

      Для определения требуемой мощности электродвигателя в задании указаны вращающий момент на валу барабана и угловая скорость этого вала или же сила тяги и скорость ленты.

      Определяем  мощность электродвигателя Р

                    (1.1)

      где Т₃ – вращающий момент на выходном вале, Т₃ = 600 Н×м;

            w₃ – угловая скорость выходного вала, w₃ = 11,0 рад/с;

            h – общий к.п.д. привода. 

      Определяем  общий к.п.д. привода транспортера

                   , (1.2)

      где h_п – к.п.д. цилиндрической косозубой передачи, h_п = 0,98 [1, табл. 1.1];

            h_цп – к.п.д. цепной передачи, h_цп = 0,95 [1, табл. 1.1];

            h_пп – к.п.д. пары подшипников, h_пп = 0,99 [1, табл. 1.1].

                   .

                    Вт.

      Мощность  электродвигателя, подбираемого для  проектируемого привода, должна быть не ниже той, которая определена по формуле (1.1). Из существующих типов электродвигателей выбирают преимущественно асинхронные электродвигатели трехфазного тока единой серии 4А.

      Принимаем электродвигатель мощностью 7,5 кВт 1000 об/мин 4А132М6, s = 3,2% [1, П1]. 

      Определяем  асинхронную частоту вращения вала электродвигателя

                   , (1.3)

      где n_c – синхронная частота вращения вала электродвигателя, n_c = 1000 об/мин;

            s – величина магнитного скольжения, s = 0,032.

                   об/мин. 

      Определяем  общее передаточное отношение привода

                   , (1.4)

      где n₃ – частота вращения выходного вала привода. 

      Определяем  частоту вращения выходного вала привода транспортера

                   об/мин. (1.5)

                   .

      Из  стандартного ряда принимаем передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи U_п = 4,0.

      Определяем  передаточное отношение цепной передачи

                   . (1.6)

      Для дальнейшего проектного расчета  привода необходимо определить мощность, крутящий момент, частоту вращения и угловую скорость для каждого из валов. Результаты определения этих величин сведены в табл. 1.1. 

                  Таблица 1.1. Параметры привода

№ вала	Р, Вт	Т, Н×м	n, об/мин	w, с–1
1	7333	72,3	968,0	101,4
2	7043	278,4	242,0	25,3
3	6600	600	105,2	11,0

 

 

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ 

                  2.1. Расчет зубчатой цилиндрической передачи 

      Различают два вида зубчатых передач — закрытые и открытые.

      Закрытые, заключенные в отдельный корпус (например, редукторного типа) или встроенные в машину. Проектировочный расчет их выполняют на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. Определив на основе этого расчета размеры колес и параметры зацепления, выполняют затем проверочный расчет на выносливость зубьев по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев; обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых. Однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес (более 200) или применении термохимической обработки поверхностей зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Для предотвращения этого размеры зубьев следует определять из расчета их на выносливость по напряжениям изгиба.

      Открытые  зубчатые передачи рассчитывают на выносливость по напряжениям изгиба с учетом износа зубьев в процессе эксплуатации. В  этом случае нет необходимости проверять  выносливость поверхностей зубьев по контактным напряжениям, так как абразивный износ поверхностей зубьев предотвращает выкрашивание их от переменных контактных напряжений.

      Выбираем  материал шестерни и колеса.

      Для шестерни выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, s_в = 680 МПа, твердость НВ 230.

      Для колеса выбираем Сталь 45, термообработка – улучшение, s_в = 680 МПа, твердость НВ 200.

      Определяем  допускаемы контактные напряжения

                   , (2.1)

где  – предел контактной выносливости при базовом числе циклов, = 2НВ + 70, МПа [1, табл. 3.2];

К_НL – коэффициент долговечности, K_HL = 1;

[S_H] – коэффициент безопасности, [S_H] = 1,1…1,2.

      Определяем  пределы контактной выносливости для  шестерни и колеса

                  шестерня:  МПа;

                  колесо:   МПа.

                   МПа.

      Определяем  межосевое расстояние

                   , (2.2)

где К_а – числовой коэффициент, К_а = 43;

U – передаточное отношение, U = 4,0;

К_Hb – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = 1,1 [1, табл. 3.1];

y_ba – коэффициент ширины шестерни по межосевому расстоянию, y_ba = 0,3.

                   мм.

      Принимаем межосевое расстояние из стандартного ряда а = 160 мм.

      Определяем  нормальный модуль зацепления

                    (2.3)

      Принимаем модуль из стандартного ряда m = 2,0 мм.

      Принимаем угол наклона зуба b = 10°.

      Определяем  число зубьев шестерни

                   . (2.4)

      Принимаем z₁ = 31.

      Определяем  число зубьев колеса

                   . (2.5)

      Уточняем  значение угла наклона зуба

                    (2.6)

                   .

      Определяем  основные размеры шестерни и колеса

      Определяем  диаметры делительных окружностей

                   мм; (2.7)

                   мм. (2.8)

      Определяем  диаметры окружностей вершин зубьев

                   мм; (2.9)

                   мм. (2.10)

      Определяем  диаметры окружностей впадин зубьев

                   мм; (2.11)

                   мм. (2.12)

      Определяем ширину колеса

                   мм. (2.13)

      Определяем  ширину шестерни

                   мм. (2.14)

      Определяем  коэффициент ширины шестерни по диаметру

                   . (2.15)

      Определяем  окружную скорость колес

                   м/с. (2.16)

      При такой окружной скорости назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес.

      Определяем  коэффициент нагрузки

                   , (2.17)

где K_Ha – коэффициент, неравномерность распределения нагрузки по зубьям, K_Ha = 1,09 [1, табл. 3.4];

K_Hb – коэффициент, коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, K_Hb = 1,03 [1, табл. 3.5];

K_Hv – динамический коэффициент, K_Hv = 1,0.

                   .

      Проведем  проверку по контактным напряжениям

                   МПа (2.18)

      Полученное  значение контактных напряжений меньше допускаемого МПа.

      Определяем  усилия в зацеплении