Привод машины. Структурная схема привода. Мощность на ведомом валу машины. Передаточное отношение зубчатой передачи

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНСТВО МОРСКОГО И РЕЧНОГО ТРАНСПОРТА

ФЕДЕРАЛЬНОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ

ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

МОРСКОЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

имени адмирала Г. И. Невельского

Кафедра  ЭПТ и ОПМ

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

на выполнение курсового проекта по дисциплине

"Детали машин и основы конструирования"

Привод машины

КП.21109.00.00.00

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор зубчатый;

4 – ведущий вал машины (выходной вал привода); 5 – цепная передача;

6 – ведомый вал машины

Рисунок 1 – Структурная схема привода

Исходные данные:

Мощность на ведомом валу машины Р₄, кВт …...........…......................7,0

Частота вращения ведомого вала машины n₄, об/мин ............…...........100

Передаточное отношение зубчатой передачи ...................................5,0

Перечень отчетной конструкторской документации.

Представить пояснительную записку и рабочие чертежи деталей редуктора: ведущий вал редуктора (вал-шестерня), ведомый вал редуктора, зубчатое колесо, крышка подшипника глухая и крышка подшипника сквозная.

Стадии разработки курсового проекта:

Сроки защиты проекта  с 1 июля по 5 июля 2013 года

Дата выдачи технического задания 5 марта 2013 года

1  ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Общий КПД

 0,97 × 0,92 × 0,98 ² × 0,995 ² = 0,85, где  – КПД пары зубчатых колес,   = 0,97 [1, табл.9.1];

 – КПД цепной передачи, = 0,92 [1, табл.9.1];

 – КПД муфты, = 0,98 [1, табл.9.1];

 – КПД пары подшипников качения,  = 0,995 [1, табл.9.1].

Требуемая мощность электродвигателя

 кВт.

Принимаем электродвигатель марки 4А160S6У3 [1, табл.18.1], мощность  которого  P`_дв = 11,0 кВт, синхронная частота вращения n_c = 1000 об/мин, скольжение s = 2,7 %. Диаметр выходного конца ротора d_дв = 48 мм, а его длина l_дв = 110 мм [1, табл. 18,2].

Номинальная частота вращения вала электродвигателя

 об/мин.

Номинальная угловая скорость двигателя

 рад/с.

Общее передаточное отношение

где i_зп = 5 – передаточное отношение зубчатой передачи (редуктора);

i_цп – передаточное отношение цепной передачи.

Расчетное передаточное отношение цепной передачи

Кинематические параметры по валам:

быстроходный вал редуктора

ω₁ = ω_дв = 101,8 рад/с,

n₁ = n_дв = 973об/мин;

тихоходный вал редуктора

 рад/с,

об/мин;

ведущий вал машины

ω₃ = ω₂ = 20,36 рад/с,

n₃ = n₂ = 194,6 об/мин;

ведомый вал машины

 об/мин.

Силовые параметры привода по валам:

Р_дв = Р_тр = 8,2 кВт;

 кВт;

 кВт;

 кВт;

 кВт.

Нм,

 Нм,

 Нм,

Необходимо данные для дальнейших расчетов сводим в таблицу 1.

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода по валам

2  РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

2.1 Расчет зубчатой передачи

2.1.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

Так как в техническом задании нет ограничений по габаритам, то выбираем материал с твердостью до 350 НВ [1, табл. 10.2]: принимаем для шестерни сталь 45 , термическая обработка – улучшение, средняя твердость НВ₁ = 280 НВ; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но средняя твердость (с учетом диаметра заготовки) на 80 единиц ниже – НВ₂ = 200 НВ. Разность средней твердости рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса более 70 НВ приводит к увеличению нагрузочной способности передачи, уменьшению ее габаритов и металлоемкости.

Допускаемые контактные напряжения

, где      - предел контактно выносливости при базовом числе циклов [1, табл. 10.3];

К_HL – коэффициент долговечности;

К_HL =1 (длительный срок службы привода);

[S_H] = 1,1 – коэффициент безопасности [1, табл. 10.3].

Допускаемые контактные напряжения для материала шестерни МПа;

колеса МПа.

Расчетные допускаемые контактные напряжения (передача косозубая и разность твердости материалов шестерни и колеса более 70 НВ) [1, табл. 10.3]

МПа.

Требуемое условие МПа выполнено.

Допускаемые напряжения изгиба (нагрузка односторонняя)

, где K _FL – коэффициент долговечности, K _FL = 1 (длительный срок службы привода)

Предел выносливости при изгибе при базовом числе циклов для стали 45

[1, табл. 10.4]:

для шестерни МПа;

для колеса      МПа.

Коэффициент безопасности

где  = 1,75 – коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала

[1, табл. 10.4];

 = 1,00 – коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса [1, табл. 10.4].

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни  МПа;

для колеса        МПа.

2.1.2 Проектировочный расчет передачи

Принимаем коэффициент концентрации нагрузки при симметричном расположении колес = 1,1 [1, табл. 10.5]; коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию с учетом твердости материала ψ _ba = 0,4 [1, табл. 10.1].

Межосевое расстояние из условия прочности по контактным напряжениям

мм, где К _а = 43 – для зубчатых колес.

Стандартное межосевое расстояние а_w = 160 мм [1, табл. 10.1].

Нормальные модуль зацепления с учетом твердости колес [1, табл. 10.1]/

мм, принимаем m _n = 2,5 мм [1, табл. 10.1].

Угол наклона зубьев должен находиться от до  [1, табл. 10.1].

Предварительно принимаем угол наклона зубьев β = .

Число зубьев шестерни

, принимаем z₁ = 21.

Число зубьев колеса

Фактическое значение Отклонения фактического передаточного отношения от расчетного нет (допускается ±4,0%).

Угол наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

мм;

мм;

проверка мм;

диаметры вершин зубьев

мм;

мм;

диаметры впадин зубьев

мм;

мм;

ширина зубчатого винца колеса и шестерни

мм;

мммм.

2.1.3 Проверочный расчет зубьев колес по контактным напряжениям

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес

м/с.

При данной скорости принимаем 8-ю степень точности [1, табл. 10.7].

Коэффициент нагрузки

где  К _Нβ = 1,07 – коэффициент концентрации нагрузки [1, табл