Курсовая работа по Механика (другое) на тему Привод полигонального сита

1 Техническая характеристика механизма


Рисунок 1 – Кинематическая схема привода: 1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – рама; 4 – редуктор; 5 – муфта; 6 – полигональное сито

Мощность движущих сил, действующих на муфту 5, Р = 3 кВт, частота вращения муфты 5 n=28 об/мин.

Рисунок 2 - Кинематическая схема редуктора привода
Передаточное отношение быстроходной передачи: i_Б=k∙√(i_р )
где i_р- передаточное отношение редуктора;
k – изменяется от 1,2 до 1,25.

Электромеханиче6ский привод, показанный на кинематической схеме, передает энергию вращательного движения от электродвигателя поз. 1 полигональному ситу поз. 6. Проектируемый в данной работе привод состоит из электродвигателя поз.1, муфты поз.2, двухступенчатого цилиндрического редуктора поз.3, и муфты поз.5. Редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью, тихоходной ступенью, зубчатые передачи прямозубые. Выходной вал редуктора через муфту соединен с полигональным ситом.
Проектируем редуктор с раздвоенным потоком мощности быстроходной ступени. Симметричное расположение колес относительно опор позволяет устранить концентрацию нагрузки по длине зубьев от изгиба валов, особенно для плохо прирабатывающихся колес с твердостью рабочих поверхностью зубьев НВ > 350. Мощность движущих сил, действующих на муфту 5, Р = 3 кВт, частота вращения муфты 5 n=28 об/мин.

2 Предварительный кинематический расчет

Найдем коэффициент полезного действия (КПД) привода:
η=η_м⋅η_1П⋅η_2П∙〖η_2ПШ〗^3=0.98⋅0.97⋅0.97⋅〖0,99〗^3=0.89.
Расчетная (требуемая) мощность электродвигателя, кВт:
P_дв=P_вых⁄η=3000/0.89=3370Вт.
Передаточное число привода:
u_max=u_(ЗП1 max)∙u_(ЗП2 max)=6∙5=30;
u_min=u_(рем.min)∙u_(ЗП1 min)∙u_(ЗП2 min)=2∙2∙2=8;
u=u_(ЗП1 )∙u_(ЗП2 )=5.5∙4.6=25,3.
Действительное передаточное число привода:
u=n_ном⁄n_вых =716⁄28=25,57.
Разбивка передаточного числа привода по ступеням:
u_(ред.)=u_(ЗП1 )∙u_(ЗП2 )=6∙4,3=25,8


3 Энергетический расчет механизма и выбор электродвигателя

Составим схему передачи энергии, определим мощность двигателя, которую он должен развивать, обеспечив мощность движущих сил, действующих на муфту 5, Р = 3 кВт.

Расчетная max и min частота вращения вала электродвигателя, об/мин:
n_(дв. max)=n_вых 〖∙u〗_max=28∙30=840 об/мин;
n_(дв. min)=n_вых 〖∙u〗_min=28∙8=224 об/мин.
Выбор электродвигателя (по ГОСТ):
P_ном≥P_дв,;
n_(дв.min)<n_ном<n_(дв.max).;
Выбираем электродвигатель АИР132S8; P_(ном.)=4кВт; 〖n_ном〗_.=716об/мин. Двигатель допускает кратковременные перегрузки М_пуск/М_ном =1,8.

4 Уточненный кинематический расчет механизма

〖n_ном〗_.=716 об/мин
n_Б=n_ном об/мин;
n_П=n_Б⁄i_ЗП1 =716⁄6=119,3 об/мин;
n_Т=n_П⁄i_ЗП2 =119,3⁄4,3=27,7 об/мин;
ω_ном=(π∙n_ном)⁄30=(3,14∙716)⁄30=75 с-1;
ω_Б=(π∙n_Б)⁄30=(3,14∙716)⁄30=75 с-1;

ω_П=(π∙n_т)⁄30=(3,14∙119,3)⁄30=12,5 с-1;
ω_Т=(π∙n_Т)⁄30=(3,14∙27,7)⁄30=2,9 с-1.

5 Предварительный силовой расчет

Мощности моментов сил, вращающих быстроходный, промежуточный и тихоходный валы:
P_дв=3,37 кВт
P_Б=P_дв∙η_М 〖∙η〗_(подш.)=3,37∙0,98∙0,99=3,27 кВт;
P_П=P_Б∙η_ЗП1∙η_(подш.)=3,27∙0,97∙0,99=3,14 Вт;
P_Т=P_П∙η_ЗП2∙η_(подш.)=3,14∙0,97∙0,99=3,0 Вт.
Найдем крутящие моменты, действующие на быстроходный, промежуточный и тихоходный валы:
М_дв=P_дв⁄ω_ном =3,37⁄75=44,9 Нм;
М_( Б)=P_Б⁄ω_ном =3,27⁄75=43,6 Нм;
М_П=P_П⁄ω_Б =3,14⁄12,5=251,2 Нм;
М_Т=P_Т⁄ω_Т =3,0⁄2,9=1034 Нм.
Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя АИР132S8 Рном=4 кВт; nном=716об/мин
Пара-метр Передача Параметр Вал
Закрытая
(редук-тор)
Муф-та Дви-
гате-
ля Редуктора Приводной
рабочей
машины
I II Быстро-ход-ный Проме-жуточ-ный Тихо-ход-ный
Переда-точное число u 6 4,3 - Расчетная мощность Р, кВТ 3,37 3,27 3,14 3,0 3,0
Угловая скорость ω, 1/с 75 75 12,5 2,9 2,9
КПД
η 0,97 0,97 0,98 Частота вращения n, об/мин 716 716 119,3 27,7 27,7
Вращаю-щий момент
М, Н∙м 44,9 43,6 251,2 1034 1034


6 Выбор материалов для зубчатых колес, метод их упрочнения

Проектируемый редуктор относится к изделиям индивидуального производства, поэтому можем взять более качественный материал Сталь 40Х.
Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку «улучшение» и учтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20…30 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса.
Принимаем для быстроходной передачи: шестерня – 300 НВ; колесо 270 НВ.
Принимаем для тихоходной передачи: шестерня – 270 НВ; колесо 240 НВ.
Назначим ресурс проектируемого изделия, что данный редуктор должен работать 5 лет непрерывно 365 дней в году, 24 часа.
L_h=43800 ч.
Определение числа циклов перемены напряжений:
N_б=573ω_б L_h=573∙75∙5∙365∙24=1882305000;
N_п=573ω_п L_h=573∙12,5∙5∙365∙24=313717500;
N_т=573ω_т L_h=573∙2.9∙5∙365∙24=72782460.

7 Расчеты на прочность зубчатых колес
7.1 Общие сведения о расчетах на прочность зубьев

Определение допускаемых контактных напряжений:
а) Первая ступень:
Шестерня быстроходного вала (300 НВ)
[σ]_H1=1.8〖HB〗_ср+67=1.8∙300+67=607МПа;
[σ]_F1=1.03〖HB〗_ср=1.03∙300=309 МПа.
Колесо промежуточного вала (270 НВ)
[σ]_H1=[σ]_H2=1.8〖HB〗_ср+67=1.8∙270+67=553МПа;
[σ]_F1=[σ]_F2=1.03〖HB〗_ср=1.03∙270=278.1 МПа.
б) Вторая ступень:
Шестерня промежуточного вала (270 НВ)
[σ]_H1=[σ]_H2=1.8〖HB〗_ср+67=1.8∙270+67=553МПа;
[σ]_F1=[σ]_F2=1.03〖HB〗_ср=1.03∙270=278.1 МПа.
Колесо тихоходного вала (240 НВ)
[σ]_H2=1.8〖HB〗_ср+67=1.8∙240+67=499МПа;
[σ]_F2=1.03〖HB〗_ср=1.03∙240=272.2МПа;
[σ]_H=0.45([σ]_H1+[σ]_H2 ).

Таблица 2. Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачи Марка стали Dперед Термооб-работка НВ1 ср. σB σ-1 [σ]H [σ]F
Sперед НВ2 ср. МПа
Шестерня
Колесо Сталь 40Х
Сталь 40Х 125
80 У
У 300
270 900
900 410
410 522 278
Шестерня
Колесо Сталь 40Х
Сталь 40Х 125
125 У
У 270
240 900
790 410
375 473 272

Первая ступень
Межосевое расстояние;
a_w≥K_a (u+1) ∛((М_2∙10^3)/(ψ_a∙u^2∙[σ]_H^2 )) K_(H β)≥49.5(6+1) ∛((251,2∙10^3)/(0.4∙6^2∙553^2 ))∙1≥133,5 мм.
Согласно ряду R40 принимаем a_w=130 мм.
Делительный диаметр колеса:
d_2=2au/(u+1)=(2⋅130⋅6)/7=222,9 мм
Ширина колеса: b_2=Ψ_ab⋅a=0.4⋅130=52.
Модуль зацепления:
m=(2K_m T_2∙10^3)/(d_2 b_2 〖[σ]〗_F )=(2∙5.8∙251,2∙10^3)/(222,9∙52∙278.1)=0,9 мм;
принимаем m=1,5, принимаем модуль больше, чтобы диаметр вала не оказался больше диаметра впадин шестерни.
Суммарное число зубьев:
z_Σ=z_1+z_2=(2a_w)/m=(2∙130)/1.5=173.
Число зубьев шестерни:
z_1=z_Σ/(1+u)=173/7=24,7.
Число зубьев колеса:
z_2=z_Σ-z_1=173-25=148.
Фактическое передаточное отношение
u_ф=z_2/z_1 =148/25=5,92;
∆u=|u_ф-u|/u 100%=|5,92-6|/6 100%=1,3%.
Фактическое межосевое расстояние:
a_w=(z_1+z_2 )m=(25+148)∙1,5=259,5мм.