Разработка конструкции привода растворонасоса

1.1 Выбор электродвигателя

4. Расчёт валов

6. Расчёт соединений

Введение

В соответствии с техническим заданием на курсовое проектирование разработана конструкция привода растворонасоса. Пояснительная записка содержит 21с., 2 рисунка, графическая часть 2л.

Разработанный редуктор имеет конструкцию, обеспечивающую высокую надёжность и простоту монтажа и обслуживания.

Все элементы привода выбраны с небольшим запасом, что обеспечивает повышенную надёжность в случае непредвиденных пиковых нагрузок связанных с областью применения привода.

1. Выбор электродвигателя и общий расчёт редуктора

1.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяем требуемую его мощность и частоту вращения.

Требуемая мощность (кВт) электродвигателя привода определяем по формуле:

где Рв - потребляемая мощность измельчителя,

Здесь 1,2,3,муфты,подш - КПД отдельных звеньев кинематической цепи, значения которых принимаем по табл. 1.1. [1, с.6]

По табл. 24.9. [1, с.417] подбираем электродвигатель. Наиболее подходящим является электродвигатель АИР 112М4/1432 серии обладающий следующими характеристиками: мощность Р=5,5 кВт, синхронная частота n=1432 мин-1.

1.2 Уточнение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное отношение привода по формуле:

Тогда

Находим передаточное число редуктора:

Тогда

Принимаем

Уточняем передаточное отношение открытой передачи(цепной):

1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

Частота вращения выходного вала редуктора n2=nв, так как в заданной схеме отсутствует ремённая или цепная передача. То есть n2=363мин-1 .

Частота вращения входного вала редуктора n1 определяем по формуле:

Частота вращения входного шкива цепной передачи равна частоте вращения электродвигателя n=1432 мин-1.

Вращающий момент на выходном валу редуктора определяем по формуле:

2. Расчёт зубчатой передачи

2.1 Выбор твёрдости, термической обработки и материала колёс

Выбираем для изготовления колеса и шестерни сталь марки 40Х. Дополнительно применяем улучшение получая твердость 235…262 HB для колеса и 269…302 HB для шестерни.

2.2 Определим допускаемые контактные напряжения

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса по формуле:

где:

Нlim - предел контактной выносливости. В соответствии с табл.2.2 [1, с.13]:

Тогда

SH - коэффициент запаса прочности принимаем в соответствии с рекомендациями [1, с.13], SH=1,1.

ZR - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Принимаем ZR=0,95 в соответствии с рекомендациями [1, с.13];

ZV - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости. Принимаем ZV=1,10 в соответствии с рекомендациями [1, с.14].

ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса определяем по формуле:

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости определяют по формуле:

Тогда

Nk - ресурс передачи в числах циклов перемены напряжения определяют по формуле:

остальные параметры принимаем в соответствии с рекомендациями [1, с.13],

Тогда

Принимаем ZN1=1и ZN2=1 в соответствии с рекомендациями.

И, следовательно

Так как передача является цилиндрической с прямыми зубьями, принимаем допускаемое напряжение []Н=515,45 Мпа.

2.3 Определим допускаемые напряжения изгиба

Определим допускаемое напряжение изгиба по следующей формуле:

где YN - коэффициент долговечности, учитывает влияние ресурса, определяем по формуле:

В соответствии с рекомендациями [1, с.15], принимаем:

Тогда

Принимаем YN1=1и YN2=1 в соответствии с рекомендациями.

YR - коэффициент учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности принимаем YR=1 в соответствии с рекомендациями [1, с.15];

YA - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки принимаем YA=1 в соответствии с рекомендациями [1, с.15];

Flim - предел выносливости при отнулевом цикле нагружения. принимаем в соответствии с табл.2.3 [1, с.14]:

Тогда

Принимаем =435

SF - коэффициент запаса прочности принимаем в соответствии с рекомендациями [1, с.15], SF=1,7.

Тогда

Так как передача является конической с прямыми зубьями, принимаем допускаемое напряжение []F=256 МПа.

2.4 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (2-ая ступень)

Производим предварительный расчёт межосевого расстояния aw', мм:

где К - коэффициент поверхностной твёрдости в соответствии с рекомендациями [1, с.17], принимаем K=10; u - передаточное отношение редуктора u=3.

Тогда

Определим окружную скорость v, м/с:

Тогда

По полученным данным приимем степень точности зубчатой передачи, примем 9 класс точности, применяемый для передач пониженной точности.

Уточним предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где Ka=450 для прямозубых колёс.

ba - коэффициент ширины, принимаем в соответствии со стандартным рядом чисел и рекомендаций [1, с.17], ba=0,4.

Тогда

КН - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

где KHv -коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем в соответствии с рекомендациями табл. 2.6 [1, с.18], KHv=1,06

KH - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий, в соответствии с [1, с.18]:

где KH0 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы, в соответствии с табл. 2.7 [1, с.19], KH0=1,05.

KHw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев, в соответствии с табл. 2.8 [1, с.19], KHw=0,26.

Тогда

KH - коэффициент распределения нагрузки между зубьями, определяем по формуле:

где KH0 - начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями, находим из следующего выражения:

где nСТ - степень точности передачи, nСТ=9.

Тогда

И, следовательно

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

Учитывая стандартный ряд величин межосевых расстояний, принимаем aw=160 мм.

Предварительно определим основные размеры.

Определяем делительный диаметр:

Определим ширину колеса:

Определим модуль передачи, для этого определим максимальное и минимальное значение модуля:

где Km =3.4 103 для косозубых передач.

KF - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

где КFv - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем КFv=1,11 по табл. 2.9 [1, с.20].

КFв - коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

КFб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, причём КFб= КHб0=1,24.

Тогда

И следовательно

Принимаем значение модуля в соответствии с рядом размеров, m=2 мм.

Определим суммарное число зубьев по формуле:

где в - угол наклона зубьев, принимаем в=0?.

Тогда

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем ближайшее целое число Z1=40.

Определяем число зубьев колеса:

Уточняем фактическое передаточное число:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин колес:

Проверим зубья колеса по контактным напряжениям.

Расчётное значение контактного напряжения определяем по формуле:

где Zу =960 Mпа1/2 для прямозубых колёс.

Тогда

Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

где б =20?

Осевая сила Fa =0. Так как применено прямозубое зацепление.

Проверим зубья по напряжениям изгиба.

Для зубьев колеса:

где YFS2 - коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS2=3,7.

Yв=1 для прямозубых колёс, Yе=1 при степени точности 9.

Тогда

Для зубьев шестерни:

где YFS1 - коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS1=3,59.

Тогда

2.5 Расчёт цилиндрической зубчатой передачи (1-ая ступень)

Так как редуктор соосный принемаем =160 мм.

Определим окружную скорость v, м/с:

Тогда

По полученным данным приимем степень точности зубчатой передачи, примем 8 класс точности, применяемый для передач пониженной точности.

Предварительно определим основные размеры.

Определяем делительный диаметр:

Определим ширину колеса:

Определим модуль передачи, для этого определим максимальное и минимальное значение модуля:

где Km =3.4 103 для косозубых передач.

KF - коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

где КFv - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, принимаем КFv=1,39 по табл. 2.9 [1, с.20].

КFв - коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца:

КFб - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями, причём КFб= КHб0=1,24. электродвигатель редуктор вал напряжение

Тогда

И следовательно

Принимаем значение модуля в соответствии с рядом размеров, m=1,5 мм.

Определим суммарное число зубьев по формуле:

где в - угол наклона зубьев, принимаем в=0?.

Тогда

Определяем число зубьев шестерни:

Принимаем ближайшее целое число Z1=37.

Определяем число зубьев колеса:

Уточняем фактическое передаточное число:

Определяем делительные диаметры:

Определяем диаметры окружностей вершин и впадин колес:

Проверим зубья колеса по контактным напряжениям.

Расчётное значение контактного напряжения определяем по формуле:

где Zу =9600 MПа для прямозубых колёс.

Тогда

Определяем силы в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

где б =20?

Осевая сила Fa =0. Так как применено прямозубое зацепление.

Проверим зубья по напряжениям изгиба.

Для зубьев колеса:

где YFS2 - коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS2=3,73.

Yв=1 для прямозубых колёс, Yе=1 при степени точности 8.

Тогда

Для зубьев шестерни:

где YFS1 - коэффициент учитывающий форму зуба. В соответствии с табл. 2.10 [1, с.23]. Принимаем YFS1=3,59.

Тогда

3. Разработка эскизного проекта