Размещено на http://allbest.ru

Размещено на http://allbest.ru

Содержание

1. Описание конструкции привода

2. Кинематический расчёт механического привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.2 Назначение передаточных чисел и передач привода

2.3 Расчёт нагрузочных и кинематических чисел

2.3.1 Таблица нагрузочных и кинематических характеристик привода

3. Расчёт передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материала и вида термообработки зубчатых колес

3.1.2 Расчёт критериев прочности колес

3.1.3 Проектный расчёт зубчатой передачи

3.1.4 Проверочный расчёт передачи

3.1.5 Расчёт сил зацепления в зубчатой передаче

3.2 Расчет передачи с гибкой связью

Список литературы



1. Описание конструкции привода

Приводное устройство включает общепромышленный асинхронный электродвигатель трехфазного тока серии АИР типа 112М4, одноступенчатый цилиндрический редуктор и клиноременную передачу. Электродвигатель соединяется с редуктором с помощью упругой втулочно-пальцевой муфты. Далее редуктор передает мощность на выходной вал, на котором находится клиноременная передача.

Упругая втулочно-пальцевая муфта (ГОСТ 21424-75) используется в приводах для присоединения электродвигателей. Простота изготовления, монтажа и замена изнашивающихся резиновых втулок дают ей преимущество перед многими другими конструкциями, несмотря на ее недостатки. Эта муфта имеет сравнительно жесткую характеристику из-за небольшого объема деформируемых упругих элементов (резиновых втулок). Достаточно чувствительна к смещениям валов, хотя и допускает радиальное смещение в пределах 0,3…0,4 мм, угловое - до 1 мм и значительное осевое - до 5 мм. Основное назначение муфты - передача вращающего момента без изменения его модуля и направления.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата. Назначение редуктора - передача вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

В приводе используется клиноременная передача, состоящая из ведущего и ведомого шкивов. В качестве промежуточной гибкой связи используются клиновые ремни с сечением типа Б. При использовании гибкой связи допускаются значительные межосевые расстояния между шкивами. Достоинствами данного вида связи является возможность передачи большой мощности.



2. Кинематический расчёт механического привода

2.1 Выбор электродвигателя

Определим общий КПД привода:

_рем = 0,93 - КПД ременной открытой передачи [1, с. 13];

_цил = 0,97 - КПД зубчатой цилиндрической передачи [1, с. 13];

_м = 0,98 - КПД муфты [1, стр.13];

_n = 0,99 - КПД одной пары подшипников качения [1, с. 13].

Общий КПД привода:

Определяем требуемую мощность и число оборотов вала электродвигателя.

Определяем мощность на выходном валу:

где - окружная сила на звездочке цепного конвейера, Н;

- скорость движения цепи, м/с.

Определяем требуемую мощность двигателя:

Определяем частоту вращения выходного вала:



где - диаметр звездочки на выходном валу,

Определяем предположительную частоту вращения вала двигателя, мин^-1:

где - передаточное число редуктора, u_ред = 4 [1, с. 13];

- передаточное число ременной передачи, u_рем = 2 [1, с. 13];

По найденным значениям выбираем электродвигатель 4A132M6УЗ с мощностью , с синхронной частотой вращения и скольжением , , диаметром вала [2, с. 390, П1; П2]

кинематический привод зубчатый передача

2.2 Назначение передаточных чисел и передач привода

Определим общее передаточное число двигателя:



Передаточное число для зубчатых и клиноременных передач следует выбирать из стандартного ряда.

Выбираем передаточные числа по рекомендации [1, с. 13 таб. 1.2.2]

Для редуктора , для ременной передачи .

Уточняем передаточное отношение ременной передачи:

Уточняем фактическое передаточное число привода:

=8,2

Определяем отклонение от заданного значения:

2.3 Расчёт нагрузочных и кинематических характеристик привода

Данный расчёт заключается в определении мощностей, крутящих моментов и частот вращения на каждом из валов привода.

Определяем мощность на каждом валу:

Вал ротора электродвигателя:

;

Быстроходный вал:



Тихоходный вал:

Вал рабочего органа:

Определяем частоту вращения каждого вала:

Определяем угловую скорость вращения каждого вала:

Определяем крутящие моменты на каждом валу:



2.3.1 Таблица нагрузочных и кинематических характеристик привода

Результаты расчета характеристик приведены в таблице 1.

Таблица 1 - Кинематические характеристики передачи

№ вала	Наименование вала	Никх
		P, кВт	T, НМ	щ, 1/c	n, 1/м	u
1 2 3 4	РЭД БВ ТВ ВРО	5,83 5,66 5,43 5	57,5 55,79 214,28 413,78	101,37 101,37 25,34 12,08	968 968 242 115,4	- - 4 2,1	- 0,97 0,96 0,858



3. Расчёт передач привода

3.1 Расчет зубчатой передачи

3.1.1 Выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес

Основным материалом для изготовления колес и шестерен является сталь. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерни назначают выше твердости колеса . В зубчатой передаче выбираем одинаковые марки сталей, как для шестерни, так и для колеса [3, с. 352].

Чтобы этого достичь при одинаковых материалах, назначаем соответствующий режим термообработки, полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 100 мм, а колеса 300 мм.

Шестерня: сталь 40ХН, термообработка - улучшение.

Принимаем: [1, с. 44, таб. 1.4.2].

Колесо: сталь 40ХН; термообработка - улучшение.

Принимаем: [1, с. 44, таб. 1.4.2].

что соответствует указанной рекомендации.

3.1.2 Расчёт критериев прочности колес

Определяем допускаемые контактные напряжения при расчете на контактную усталость [4, с. 14]:



где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений [4, с. 27]:

;

S_H - коэффициент запаса прочности, S_H = 1,1 (для зубчатых колёс с однородной структурой материала) [2, с. 24];

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев [4, с. 4];

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости [4, с. 4];

- коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса [4, с. 4].

ГОСТ 21354-87 рекомендует для колес принимать [4, с. 58]:

;

- коэффициент долговечности, учитывающий срок службы передачи. [2, с. 33];

Коэффициент долговечности определяем по формуле [5, с.24]:

где Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости для шестерни и колеса:



- эквивалентное число циклов нагружения;

m=20, если ;

m=6, если ;

где - частота вращения рассматриваемого колеса;

- срок службы приводного устройства, определяем по формуле:

C - число зацеплений зуба на один оборот (для одноступенчатого редуктора С=1).

;

;

Так как , коэффициент долговечности будет равен:



Допускаемое контактное напряжение:

Для дальнейших расчетов у косозубых цилиндрических передач выбираем наименьшее из двух напряжений

В качестве расчётного значения для косозубых передач принимаем [4, c.19]:

Проверяем соблюдение условия [4,c. 58]:

- условие выполняется.

Определяем допускаемые напряжения изгиба при расчёте на усталость [4, с. 5]:

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений, определяем по формуле [4, с. 33]:



минимальный коэффициент запаса прочности [4, с. 37, таб.13];

. Принимаем

- опорный коэффициент, учитывающий чувствительность материала концентрации напряжений; = 1; [4, с. 36, таб.13].

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности, он отличен от 1 лишь в случае полирования переходной поверхности ; [4, с. 37, таб.13].

-коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса; при d_а?400 мм =1; [4, с. 38, таб.13].

- коэффициент долговечности, зависящий от соотношения базового и эквивалентного циклов =1; [4, с. 33, таб.13].

Коэффициент долговечности определяют как:

где базовое число циклов нагружения, циклов [5, с. 33];

эквивалентное число циклов нагружения;

показатель степени кривой выносливости: улучшение, нормализация, азотирование [5, с. 32].

Эквивалентное число циклов нагружения определяется по выражению:



При коэффициент долговечности .

Эквивалентное число циклов нагружения косозубой передачи:

Т.к. и , то

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:

Контактные:

Изгибные:

3.1.3 Проектный расчёт зубчатой передачи

Определяем предварительное значение межосевого расстояния [5, с. 32]:

где - вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи [4, c. 58];

- коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66; принимаем [1, с. 53];

- передаточное отношение передачи; ;

- вращающий момент на тихоходном валу;

- допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом;

- коэффициент ширины шестерни относительно её диаметра, [1, c. 52]:

.

- коэффициент неравномерности распределения нагрузок по ширине венца [4, c. 59]:

Из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66 принимаем

Ширина венца зубчатого колеса из ряда по ГОСТ 6636-69:

, принимаем

Ширина венца шестерни:

Определим модуль зацепления по ГОСТ 9563-60, из условия:

;

принимаем по ГОСТ 9563-60

Минимальный угол наклона зубьев колес:

Определяем суммарное число зубьев



Принимаем

Определяем числа зубьев шестерни:

Определяем числа зубьев колеса:

Уточняем фактическое передаточное число

Проверим отклонение передаточного отношения от заданного:

Условие выполняется.

Уточняем действительную величину угла наклона зубьев

Определяем фактическое межосевое расстояние



Определяем фактические основные геометрические параметры передачи:

Высота головки зуба:

Высота ножки зуба:

Высота зуба:

Определяем делительный диаметр:

Проверим межосевое расстояние:

Определяем диаметры вершин зубьев:

Определяем диаметры впадин зубьев:



Определяем ширину венца

Таблица 2 - Параметры зубчатой цилиндрической косозубой передачи

Параметр	Шестерня	Колесо
Диаметр	Делительный d	50 мм	200 мм
	вершин зубьев da	55 мм	205 мм
	впадин зубьев df	43,75 мм	193,75 мм
Ширина венца b	54 мм	50 мм
Межосевое расстояние	125 мм
Модуль зацепления	2,5 мм
Число зубьев Z	19	76
Угол наклона зубьев в	18,195

3.1.4 Проверочный расчёт передачи

Проверочный расчёт передачи на контактную усталость активных поверхностей зубьев.

Расчетные контактные напряжения в полюсе зацепления определяют по формуле [5, с. 14]

где - контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок;

Контактное напряжение определяем по формуле [5, с. 14]:



- коэффициент нагрузки.

где - коэффициент, учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес; =190 [5, с. 15];

- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в зацеплении; [5, с. 15];

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по формуле [5, с. 15]:

При , то

При , то по графику;

- коэффициент осевого перекрытия, определяем по формуле:

- коэффициент торцового перекрытия, определяем по формуле: [2, с. 39]



Т.к. , то

- исходная окружная сила, определяем по формуле [4, с. 16]:

Коэффициент нагрузки определяем по формуле [4, с. 14]:

где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку, [4, c. 15]

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [4, с. 17];

где - удельная окружная динамическая сила [4, с.17]

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев [7, с. 23];



Что соответствует 9-й степени точности [1, с. 53]

- коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса [4, с. 23];

- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий [4, c. 59]:;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

=1,13 [1, с. 53];

Определяем процент недогрузки:



Передача недогружена на 1,5%, что соответствует рекомендации.

Проверочный расчёт на усталость по напряжениям изгиба выполняем по условию прочности [5, с. 5]:

Расчётное местное напряжение при изгибе определяем по формуле:

где - коэффициент нагрузки определяется по формуле [4, с. 29]:

где - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении до зоны резонанса [4, с. 31]

где - удельная окружная динамическая сила [4 ,с. 17]

- коэффициент, учитывающий влияние зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев; [4, с. 31]



- коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактных линий; [4, с. 60]

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

[4, с. 53]

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений;

Коэффициент определяется по эквивалентному числу зубьев [4, с. 38]:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев [4, c. 32];

При , то ; Так как , то

- коэффициент, учитывающий наклон зуба [2, c. 46];

Коэффициент определяем по формуле: [2, c. 46]

Расчет следует выполнять для менее прочного колеса, то есть у которого отношение меньше:

Шестерня:

Колесо:

Принимаем: так как

Расчет по изгибным напряжениям ведем для зубьев колеса.

Проверка на изгибную усталость:

значительно больше , однако это нельзя рассматривать как недогрузку передачи, так как основным критерием работоспособности данной передачи является контактная усталость.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Проверка проводится по максимальным контактным и изгибным напряжениям при перегрузках. Отношение крутящего момента при пиковой нагрузке к номинальному

Максимальные контактные напряжения:



Должно выполняться условие:

Условие выполняется

Максимальные напряжения изгиба:

Должно выполняться условие:

Условие выполняется

3.1.5 Расчёт сил зацепления в зубчатой передаче

Окружная сила:

Радиальная сила:

где - угол зацепления,

Осевая сила:



3.2 Расчёт передачи с гибкой связью

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность ; частота вращения ведущего вала ; Момент на ведущем валу ; Момент на ведомом валу ; Передаточное число передачи .

Исходя из исходных параметров, а также согласно монограммы условий работы ремня, выбираем клиновой ремень по ГОСТ 1284.1-80 тип сечения В [6, с. 95; 96], для которого минимальный расчётный диаметр малого шкива , площадь сечения .

Рекомендуется избегать применения шкивов с . Для уменьшения величины напряжений изгиба, снижающих долговечность ремня, выбираются шкивы с диаметрами . Принимаем

Определяем диаметр ведомого (большего) шкива:

где - коэффициент упругого скольжения, 0,01.

Стандартное значение [6, с. 95].

Определяем фактическое передаточное число с учётом коэффициента упругого скольжения [6, c. 96]:

Отклонение от заданного:



Что допустимо. Рекомендуют

Скорость ремня [6, c. 96]:

Выбираем межосевое расстояние из рекомендуемого промежутка.

Принимаем: .

Расчётная длина ремня [6, c.98]:

Стандартная ближайшая длина ремня [6, c.95].

Уточняем межосевое расстояние для выбранной длины ремня [6, c.98]:

где



Минимальное межосевое расстояние при надевании ремня:

Максимальное межосевое расстояние для компенсации вытяжки ремня в процессе работы:

Угол обхвата на малом шкиве [6, c.98]:

Условие выполняется.

Окружное усилие [6, c.99]:

Частота пробега ремня [6, c.99]:

Условие выполняется.

Необходимое число ремней:

где K - допускаемое удельное окружное усилие [6, c. 100]:

где - исходное удельное окружное усилие [6, c. 99];

- коэффициент угла обхвата [6, c. 102];

- коэффициент скорости [6, c. 102];

- коэффициент режима работы [6, c. 103];

Принимаем:

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня [2, c. 136]:

где - коэффициент, учитывающий центробежную силу, [2, c. 136].

- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, 0,97 [2, c. 135];

- коэффициент режима работы, 1,0 [2, c.136];

- коэффициент угла обхвата, 0,98 [2, c.135];

Сила, действующая на валы [2, c.136]:

Расчётная долговечность ремня [6, c. 101]:

где - предел выносливости, для клиновых ремней 9 МПа [6, c. 101];

- максимальное напряжение в сечении ремня, МПа:

где - напряжение от растяжения:

b - ширина ремня, 19 мм;

- толщина ремня, 13,5мм.

- напряжение от изгиба ремня:



где - модуль упругости ремня при изгибе, для прорезиненных ремней 120 МПа.

- напряжение от центробежной силы:

где - плотность ремня, 1,25

Что не превышает допустимого значения

- коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:

- коэффициент, учитывающий режим работы передачи, при постоянной нагрузке

Условия долговечности сохраняется.

Параметры ремня сечения В [2, с. 138]

Диаметры вершин шкивов:



Диаметры впадин шкивов:

Ширина шкивов:

Толщина обода:



Список литературы

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т., «Детали машин. Проектирование»: Учебное пособие.-Мн.:УП”Технопринт”

2. Чернавский С.А., Боков К.Н., Чернин И.М. и др. «Курсовое проектирование деталей машин», 1998. 416с.

3. Прикладная механика / Под общ. Ред. А.Т.Скойбеды.-М.: Высш.школа 1990. - 352

4. Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность. ГОСТ 21354-87

5. Кузьмин А.В. и др. «Расчеты деталей машин:Справочное пособие», - Мн.: Высш..школа, 1986. - 400с.

6. Прикладная механика. Курсовое проектирование. Учебное пособие / Под редакцией А.Т.Скойбеды. - Мн.:Высш.школа, 2001. -105с.

Размещено на Allbest.ru

...