Министерство общего и профессионального образования Российской Федерации

Томский политехнический университет

Кафедра теоретической и

прикладной механики.

ПРИВОД ЯКОРНОЙ МЕШАЛКИ

Пояснительная записка

РКО-355.00.000.ПЗ

Выполнил:

студент группы

Руководитель

Томск-2005

Введение

Во многих отраслях машиностроения большое практическое применение получили редукторы. Редуктор- механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

В данной работе, согласно полученного задания

(кинематической схемы привода и основных исходных данных ), был спроектирован двухступенчатый цилиндрический редуктор, входящий в состав электромеханического привода с открытой цепной передачей.

Целью данной работы является приобретение конструкторских навыков в процессе проектирования, закрепление знаний правил и норм проектирования, расчётов на основе полученных знаний по всем предшествующим общеобразовательным и общетехническим дисциплинам.

Привод якорной мешалки

Исходные данные:

Крутящий момент на выходном валу 1200 Нм.

Частота вращения якоря п3=75 об/мин.

Ресурс работы привода Т=10000 часов.

Привод нереверсивный

Нагрузка постоянная

Ресурс работы ремней th 2000

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

В соответствии с [4,с.5] примем:

КПД клиноремённой передачи 1=0,96

КПД пары конических зубчатых колёс 2=0,97;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения 3=0,99;

КПД муфты 4=0,98;

Общий КПД редуктора

= = 0,96*0,97* 0,99 *0,98=0,894

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр=T3*w3/

Угловая скорость на выходном валу

рад/с

Ртр=T3*w3/ =1200*7,85/0,894=10536,91Вт

По табл. П3[4, с.328] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4А160S6У3. Его основные параметры:

Рном=11 кВт, п=1000 об/мин, dдв=42 мм, s=2,7%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения:

пдв=п(1-s)=1000(1-0,027)=973 об/мин.

П ередаточное отношение привода:

U=пдв /пт=973/75=12,97;

Принимаем передаточное отношение клиноремённой передачи Uкр=3,15;

Тогда передаточное отношение редуктора

Uр=U/Uкр=12,97/3,15=4,11

Ближайшее стандартное значение – 4;

Погрешность

U=[(4,11-4)/ 4]*100=2,75%< [U]=3%

Принимаем Uр=4

Определяем частоту вращения, угловые скорости, крутящие моменты на валах привода:

п1=пдв=973 об/мин;

п2=п1/Uкр=973/3,15=308,89 об/мин;

п3=п2/Uр=308,89/4=77,22 об/мин;

w1= П п1 / 30 =3,14*973/30 =101,84 рад/с;

w2= w1/ Uкр =101,84/3,15=32,33 рад/с;

w3= w2/ Uр =32,33 /4=8,08 рад/с;

Тдв= Т1=Ртр /w1=10,54*1000 /101,84=103,50 Н м;

Т2=Т1* Uкр* 1* 3=103,5*3,15*0,96* 0,99=309,85 Н м;

Т3=Т2*Uр* 2* 3=309,85*4*0,97*0,99=1190,21 Н м;

Т4=Т3* 4=1190,21*0,98=1166,41 Нм;

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

Для уменьшения габаритов передачи выбираем материалы с повышенными механическими характеристиками: для шестерни сталь 40ХН, термообработка – , твёрдость НВ 280; для колеса – сталь 40ХН, термообработка – улучшение, твёрдость НВ250. Допускаемые контактные напряжения

[ ]H=0,45( [ ]H1+ [ ]H2);

где [ ]H1 – допускаемые контактные напряжения шестерни

[ ]Н2 – допускаемые контактные напряжения колеса;

[ ]H1=(2HB1+70)KHL / [SH];

[ ]H2=(2HB2+70)KHL /[SH];

KHL – коэффициент долговечности;

;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. По табл. 3.3 [5, с.51]:

для шестерни циклов

для колеса циклов

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

где w – угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс);

для шестерни

циклов

для колеса

циклов.

Так как , то

[SH]=1,1; - коэффициент запаса.

[ ]H1=(2*280+70)*1/ 1,1=572,72 МПа; [ ]H2=(2*250+70)*1/ 1,1=518,18 МПа ;

[ ]H=0,45 (572,72+518,18)=490,9 МПа ;

Коэффициент нагрузки КНВ принимаем предварительно по табл.3.1 [4,с.26]; при консольном расположении колёс, значение КНВ=1,35.

Принимаем коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию bRe=0,285.

Внешний делительный диаметр колеса:

=497,98мм.

Принимаем ближайшее стандартное значение de2=500 мм;

здесь коэффициент Кd=99 (для прямозубых передач)

Примем число зубьев шестерни z1=25.

Число зубьев колеса

z2=z1*u=30*4=100.

Принимаем z2=100.

Внешний окружной модуль

me=de2/z2=500/100=5 мм

Уточняем значение

de2=me*z2=5*100=500,0 мм

Основные размеры шестерни и колеса:

Углы делительных конусов:

; ;

Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b

мм

Длина зуба

0,285*257.69=73.44 мм

Принимаем 73 мм

Внешний делительный диаметр шестерни

5*25=125 мм

Средний делительный диаметр шестерни

мм

Внешние диаметры шестерни и колеса

мм

мм

Средний окружной модуль

мм

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру