Привод к машине

 

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ТЮМЕНСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ИНСТИТУТ  ТРАНСПОРТА

Кафедра: «Детали машин» 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ПРИВОД  К МАШИНЕ

Пояснительная записка 

ДМ 40-02.00.00 ПЗ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Студент      (Никитин Е.В.)  Группа  АТХ-08-1

Руководитель  проекта       (Михайлов С.Ю.) 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

ТЮМЕНЬ 2011г.

 

1. Кинематический  расчет ПРиВОДА

1) Выбор электродвигателя

     Первая  ступень: зубчатая передача (закрытая)

     η₁= 0,97

     Вторая  ступень: открытая цепная передача

     η₂= 0,92

     η_общ= = ,

     2) Требуемая мощность электродвигателя

     

     где P₄ = 8500 кВт– мощность на выходном валу редуктора

     

     3) Определение требуемого числа  оборотов двигателя

     где n₄ =40 об/мин – число оборотов на выходном валу редуктора;         

      U – общее передаточное число привода

     

,

     1 ступень: закрытая цилиндрическая передача U₁ = 4

     2 ступень: открытая цепная передача U₂ = 4

     U_общ =4*4 = 16

     

     

     Выбираю электродвигатель:

     4) Ближайшая синхронная частота  вращения 750 мин^-1

     5) Выбираю электродвигатель 4А160М8У3  с мощностью 11 100 Вт 
 
 
 
 

6) Частота  вращения первого вала равна  частоте вращения вала электродвигателя  n₁ = 730 мин^-1

     7) Фактическое общее передаточное число привода

     

     8) Уточняем передаточные числа в ступенях

     U₁ = U_ф/U₂ =18,25/4=4,56

     U₂ = 4

     8) Мощность на валах

     P₁ = P_эл.тр =9 856 Вт

     P₂ = P₁ * η_муф = 9 856*0,99 =9 757 Вт

     P₃ = P₂ * η ₁ * η²_подш = 9 757 * 0,97*0,992² =9 314 Вт

     P₄ = P₃ *  η ₂ * η_подш  = 9 314 * 0,92*0,992 =8 500 Вт

     10) Числа оборотов вращения валов

     n₁ = 730 мин^-1

     n₂ = n₁/ U₁ = 730/4,56 = 160,09 мин^-1

     n₃ = n₂/ U₂ = 160,09/4 = 40,02 мин^-1

     n₄ = n₃/ U₃ = 240/4 = 60 мин^-1

     11) Угловые скорости вращения валов

     

     

     

     12) Крутящие моменты на валах

     

     

      

      

      Полученные данные заносятся в таблицу 1.1.

Таблица 1.1

 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

  

  

2. расчет  ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1.Выбор  материалов  

     Обозначим шестерню и колесо каждой передачи как:

     ШБ  и КБ – соответственно шестерня и колесо быстроходной ступени

     ШТ и КТ – соответственно шестерня и колесо тихоходной ступени

     Таблица 2.1.

     Материалы зубчатой передачи

 
 

2.2.Определение допускаемых напряжений 

     3. Предел контактной выносливости поверхности зубьев s_Hlim.

     4. Коэффициент безопасности при расчете на контактную площадь.

     S_H1=1,1; S_H2=1,1;

     5. Коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев Z_R при определении допускаемых контактных напряжений. Принимаем R_A=1,8; Z_R=0,95.

     6. Коэффициент, учитывающий окружную скорость колес Z_V.

     Принимаем V=5 м/сек; Z_V=1,0. 
 
 
 

     

     

     9. Допускаемые контактные напряжения [s_H]₁, [s_H]₂

     

     Принимаем s_H =449,085 МПа.

     10. Предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба s_Flim .

     

     11. Коэффициент безопасности при расчете на изгиб S_F.

     Принимаем S_F=1,75.

     12. Коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности при расчете допускаемых напряжений изгиба Y_R.

     Принимаем Y_R=1.

     13. Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC=0,65.

     14. Коэффициент долговечности при расчете на изгиб принимаем

     K_FL1 = 1; K_FL2 = 1;

     15. Допускаемые напряжения изгиба [s_F]₁, [s_F]₂   

     

;

       
 
 
 

     16. Предельные допускаемые контактные  напряжения при кратковременных  перегрузках [s_H]_max1, [s_H]_max2.

     

     17. Предельные допускаемые напряжения  изгиба при кратковременных перегрузках  [s_F]_max1, [s_F]_max2.

     

       

2.3.Определение  геометрических параметров  зубчатого зацепления

     (1 ступень редуктора)

     Расчет  начинаем с первой ступени, как с более нагруженной.

     18. Крутящий момент на выходном  валу.

     

     

     

     19. Коэффициент ширины зубчатого  венца Y_bа, относительно межосевого расстояния. Считаем, что колеса расположены симметрично относительно опор, поэтому Y_bа=0,5.

     20. Коэффициент ширины зубчатого  венца Y_bd, относительно диаметра d₁.

     

     21. Коэффициент концентрации нагрузки  при расчёте на контактную  выносливость  К_Нb =1,08.

     22. Вспомогательный коэффициент К_а.

     

     23. Межосевое расстояние a_w.

      

     24. Ширина зубчатого венца b_w1; b_w2.

     25. Окружной модуль зубьев m_n.

     26. Угол наклона зубьев =10,13°

     

     27. Суммарное число зубьев Z_c                            

     Принимаем Z_c=105;

     28. Число зубьев ведущего колеса  Z₁.                               

     29. Число зубьев ведомого колеса  Z₂.

     Z₂=Z_c-Z₁=105-20=85;

     30. Фактическое передаточное число  U.                                      

     Отличается  от заданного на 2,4%  < 4%

     31. Уточнённое значение угла наклона  зубьев.

     β=10.14°

     

     32. Диаметр делительной окружности  ведущего колеса d₁.

     33. Диаметр делительной окружности  ведомого колеса d₂. _мм

     34. Окружная скорость колес v.

     

     35. Степень точности изготовления  передачи = 8.

     

 Проверочный расчет на контактную выносливость 

  <[σ_H].

 Коэффициент, учитывающий механические свойства материала

 

 Коэффициент, учитывающий форму сопряжённых  поверхностей

 

 Коэффициент, учитывающий величину контактной линии

 

 

 Силы, действующие  в зацеплении: