Курсовой проект на тему: Проектирование привода гидронасоса

Введение

Производственные процессы в большинстве отраслей народного хозяйства выполняют машины, и дальнейший рост промышленного производства тесно связан с развитием машиностроения. Машины, и, в частности, механические приводы широко распространены в пожарной технике и используются для облегчения процесса и повышения эффективности пожаротушения.

К важнейшим требованиям, предъявляемым к проектируемой машине, относятся экономичность в изготовлении и эксплуатации, удобство и безотказность обслуживания, надёжность и долговечность.

Для обеспечения этих требований детали должны удовлетворять ряду критериев, важнейшие среди которых - прочность, надёжность, износостойкость, жёсткость, теплостойкость, технологичность.

Зубчатая передача, механизм, состоящий из колёс с зубьями, которые сцепляются между собой и передают вращательное движение, обычно преобразуя угловые скорости и крутящие моменты.

Зубчатые передачи разделяют по взаимному расположению осей на передачи: с параллельными осями — цилиндрические; с пересекающимися осями — конические, а также редко применяемые цилиндро-конические и плоско-цилиндрические; с перекрещивающимися осями — зубчато-винтовые (червячные, гипоидные и винтовые). В большинстве машин и механизмов применяют зубчатые передачи с внешним зацеплением, т. е. с зубчатыми колёсами, имеющими зубья на внешней поверхности, реже — с внутренним зацеплением, при котором на одном колесе зубья нарезаны на внутренней поверхности.

Зубчатые передачи являются наиболее рациональным и распространённым видом механических передач. Их применяют для передачи мощностей — от ничтожно малых до десятков тысяч кВт, для передачи окружных усилий от долей грамма до 10 Мн (1000 mc). Основные достоинства зубчатых передач: значительно меньшие габариты, чем у др. передач; высокий кпд (потери в точных, хорошо смазываемых передачах 1—2%, в особо благоприятных условиях 0,5%); большая долговечность и надёжность; отсутствие проскальзывания; малые нагрузки на валы. К недостаткам зубчатых передач можно отнести шум при работе и необходимость точного изготовления.

Основные причины выхода из строя зубчатых передач — поломки зубьев, усталостное выкрашивание поверхностных слоев зубьев, абразивный износ, заедание зубьев (наблюдаемое при разрушении масляной плёнки от больших давлений или высоких температур).

Основными материалами для зубчатых колёс являются легированные стали, подвергаемые термической или химико-термической обработке: поверхностной закалке, преимущественно токами высокой частоты, объёмной закалке, цементации, нитроцементации, азотированию, цианированию. Зубчатые передачи из сталей, улучшаемых термообработкой до нарезания зубьев, изготовляют при отсутствии жёстких требований к их габаритам, чаще всего в условиях мелкосерийного и индивидуального производства. При особых требованиях к бесшумности и малых нагрузках одно из зубчатых колёс делают из пластмассы (текстолита, капролона, древеснослоистых пластиков, полиформальдегида), а сопряжённое — из стали. Зубчатые передачи рассчитывают на прочность по напряжениям изгиба в опасном сечении у основания зубьев и по контактным напряжениям в полюсе зацепления.

Цилиндрический редуктор - одна из самых популярных разновидностей редукторов. Как и все прочие редукторы, он служит для изменения скорости вращения при передачи вращательного движения от одного вала к другому. Они выполнены по схеме соосного взаиморасположения электродвигателя и выходного вала редуктора. От работоспособности, надёжности и ресурса цилиндрического редуктора во многом зависит общая надежность машины.

Преимуществами цилиндрической передачи являются высокий КПД, надежность и экономичная цена.

Цилиндрические редукторы выпускаются одно-, двух- и трехступенчатые редукторы. Основные преимущества одноступенчатых цилиндрических редукторов – простота исполнения и компактность.


Исходные данные:

Спроектировать привод к гидронасосу.

Мощность на валу кривошипно-шатунного механизма P = 3 КВт;

Скорость вращения рабочего вала n = 42 об/мин.

Кинематическая схема привода

Кинематическая схема привода


Задание на проектирование

1. Выбор электродвигателя

2. Кинематический расчет привода

3. Расчет быстроходной ступени редуктора

4. Расчет тихоходной ступени редуктора

5. Расчет цепной передачи

6. Расчет валов

7. Выбор подшипников и расчет по динамической грузоподъемности

8. Выбор и проверочный расчет шпонок

9. Выбор и расчет муфты

10. Выбор смазки зубчатого зацепления и подшипников

11. Список использованных источников


1. Выбор электродвигателя

1.1. Общий к. п. д. привода:

h = , (1.1)

где hцеп – к.п.д. цепной передачи; hцеп = 0,92 [3, c.5],

hз – к.п.д. зубчатой пары; hз = 0,96 [3, c.5],

hм – к.п.д. муфты; hм = 1 [3, c.5].

h = 0,92?0,962?1 = 0,85

1.2. Требуемая мощность электродвигателя:

Рдв = = (кВт)

1.3. Примем двигатель 4А112MB6У3 ГОСТ 19523 [1, c.14].

Р = 4 кВт, nc= 1000 об/мин, S = 5,1%

Двигатель

Рисунок 1.1 – Двигатель

d = 28 (мм); l = 80 (мм); l1= 140 (мм); L = 435 (мм); H = 285 (мм);

b1 = 190 (мм). об/мин; % d = 12 (мм) .

(об/мин).


2. Кинематический расчет привода

Для привода в движение дробилки в состав привода включаем двухступенчатый цилиндрический редуктор и цепную передачу.

2.1 Общее передаточное число привода:

(2.1)

U = UцUр; (2.2)

где Uц – передаточное число цепной передачи;

Uр - передаточное число редуктора.

Примем Uц = 2, тогда:

Uр = Uб?Uт= .

Для двухступенчатого редуктора передаточное число тихоходной ступени

(2.3)

.

2.2 Определяем частоты вращения и крутящие моменты на каждом из валов

2.2.1 Быстроходная ступень редуктора

n= 949 об/мин;

T = P1/w1 = 40,27·103 (Н·мм);

n = n/Uб = 949/4,18 = 351,4 (об/мин); T = ThзUб = 40,27·103·0,96·4,18 = 104,4·103 (Н·мм).

2.2.2 Тихоходная ступень редуктора

Т1т = Т = 104.4?103 (Н·мм); n = n = 351,4 (об/мин);

n = n/Uт = 351,4 /2,7 = 84 (об/мин); T = ThзUт = 104,4·103·0,96·2,7 = =419,3?103 (Н·мм).

2.2.3 Цепная передача

n = n = 84 (об/мин); Т = Т = 419,3?103 (Н·мм);

n = n/Uц = 84/2 = 42 (об/мин);

T = ThцUц = 419,3?103 ?0,92?2 = 772?103 (Н·мм).


3. Расчет быстроходной ступени редуктора

3.1 Выбираем материал шестерни и колеса – сталь 40Х, термообработка – улучшение. Твёрдость шестерни HB1 = 310, колеса HB2 = 280 [2, c.38].

3.2 Определение основных параметров быстроходной ступени.

3.2.1 Ожидаемая окружная скорость:

= 3,4 (м/с). (3.1)

V< 6 (м/с) – принимаем прямозубые колеса.

3.2.2 Определение межосевого расстояния.

, (3.2)

где u = 2,7;

[sH] – допускаемое контактное напряжение для колеса

[sH]2 = , (3.3)

где SH = 1,1 – коэффициент безопасности [2, c.36];

[sH]2 = = 572,7 (Н/мм2 );

Т = 104,4?103 (Н·мм);

yа – коэффициент ширины колеса; yа =0,315;

- коэффициент концентрации нагрузки; = 1,1 [2, табл. 3.2]

- коэффициент динамичности; = 1.

а` == 100 (мм).

3.2.3 Модуль зацепления

m = (0,01…0,02)a`= 0,015·100 = 1,5 (мм). (3.4)

Примем m = 1,5 (мм).

3.2.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

. (3.5)

3.2.5 Число зубьев шестерни:

(3.6)

колеса: Z2 = ZS - Z1 = 133 – 36 = 97 (3.7)

3.2.6 Уточняем Uб

Uб = =2,68 (3.8)

3.2.7 Определение геометрических размеров зубчатой передачи

Делительные диаметры:

d1 = mZ1 = 1,5·36 = 54 мм; (3.9)

d2 = mZ2 = 1,5·97 = 145,5 мм.

Фактическое межосевое расстояние:

мм. (3.10)

Диаметры вершин зубьев:

da1 = d1+2m = 54+3 = 57 мм; (3.11)

da2 = d2+2m = 145,5+2·1,5 = 148,5 мм.

Диаметры впадин зубьев:

df1 = d1-2,5m = 54 – 2,5·1,5 = 50,25 мм; (3.12)

df2 = d2 -2,5m = 145,5 – 2,5·1,5 = 141,75 мм.

Ширина колеса:

b2 = yа a = 0,315·100 = 31,5 мм. (3.13)

Примем b2 = 31 мм.

b1 = b2+(3…5) = 31 + 3 = 34 мм.

Параметры зубчатой передачи представлены на рисунке 3.1.

Упрощенное изображение зубчатой пары быстроходной ступени редуктора

Рисунок 3.1 – Упрощенное изображение зубчатой пары быстроходной ступени редуктора

3.3 Проверочный расчёт передачи на контактную прочность.

, (3.14)

где а – межосевое расстояние а = 100 (мм);

Uф - фактическое передаточное число Uф =2,68;

b2 – ширина зубчатого венца b2 = 31 мм;

kHb - уточненное значение коэффициента концентрации нагрузки.

При = 0, 58, kHb = 1,12 [2, табл.3.3.];

kHV - уточненное значение коэффициента динамичности;

(м/с);

kHV = 1 при V‹ 5 (м/с) [5, табл.3.6].

Примем 8 степень точности изготовления колёс.

(Н/мм2 ).

sн = 531 (Н/мм2 )<[sн] = 572,7 (Н/мм2 ) – условие выполняется.

3.4 Расчёт передачи на изгиб

3.4.1 Для шестерни:

, (3.15)

где sF1 – напряжение изгиба шестерни;

yF1 – коэффициент формы зуба;

Zv1 – эквивалентное число зубьев; Zv1 = Z1 = 36; yf1 = 3,81 [2, c.16];

yb - коэффициент наклона зуба; yb = 1;

kFb - коэффициент концентрации нагрузки; kfb = 1,07[2, табл. 3.4];

kFv - коэффициент динамичности; kfv = 1,22[2,с.13];

[sF]1 – допускаемое напряжение на изгиб;

, (3.16)

где SF = 1,75 – коэффициент безопасности;

[sF]1 = (н/мм2).

sF1 = (н/мм2).

sF1 = 129н/мм2< [sF]1 = 319 (н/мм2).

3.4.2 Для колеса

(3.17)

yF2 = 3,61; [sF]2 = (н/мм2);

sF2 = (н/мм2);

sF2 = 122 н/мм2< [sF]2 =288 (н/мм2).

3.5 Определение усилий в зацеплении

Окружная сила

кН; (3.18)

радиальная сила = 1,49·10,364 = 0,54 кН; здесь a= 20° - угол зацепления;

осевая сила Fa = 0


4. Расчет тихоходной ступени редуктора.

4.1 Ожидаемая окружная скорость:

= 1,8 (м/с). (4.1)

V< 6 м/с – принимаем прямозубые колеса.

4.2 Определение межосевого расстояния.

, (4.2)

где uт = 4,18;

[sH] – допускаемое контактное напряжение для колеса

[sH]2 = ; (4.3)

[sH]2 = = 572,7 (Н/мм2);

Т = 419,3·1103 (Н·мм);

yа – коэффициент ширины колеса; yа =0,315;

- коэффициент концентрации нагрузки; = 1,1 [2, табл. 3.2]

- коэффициент динамичности; = 1.

а` == 170 мм.

4.3 Модуль зацепления

m = (0,01…0,02)a`= 0,02·1170 = 3, 4 (мм). (4.4)

Примем m = 3 (мм).

4.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

. (4.5)

4.5 Число зубьев шестерни:

(4.6)

колеса: Z2 = ZS - Z1 = 113 – 22 = 91. (4.7)

4.6 Уточняем Uт

Uт = =4,13. (4.8)

Корзина
Чертежей: 0
0 руб
Корзина пуста
Каталог платных и бесплатных чертежей