Проектирование и расчет привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Предварительный расчет привода

1.1 Определение недостающих геометрических размеров исполнительного механизма

На этапе предварительного расчета определяются недостающие размеры (не указанные в исходных данных), необходимые для выполнения чертежа вала ИМ.

Т.к. в нашем случае ИМ - вал цепного конвейера, то на данном этапе ограничимся расчётом диаметра делительной окружности приводной звёздочки по формуле (1.1):

, (1.1)

где D_З - диаметр делительной окружности, мм;

Р - шаг тяговой цепи, мм;

Z - число зубьев звёздочки.

.

1.2 Определение потребной мощности и выбор электродвигателя

Расчётная мощность электродвигателя в киловаттах определяется по зависимости (1.2):

, (1.2)

где Т_Е - постоянный вращающий момент на валу ИМ, эквивалентный переменному моменту, заданному графиком нагрузки, кНм;

щ - угловая скорость вращения вала ИМ конвейера, рад/с;

- общий КПД привода.

Эквивалентный вращающий момент рассчитывается по формуле (1.3):

, (1.3)

где Тi, ti - ступени нагрузки (момента) и соответствующее ей время работы по графику нагрузки;

t - общее время работы под нагрузкой;

Т - номинальный вращающий момент на ИМ, кН·м.

Номинальный момент находится по формуле (1.4):

, (1.4)

где Ft - окружное усилие на рабочем элементе Им, кН.

.

Угловая скорость вращения вала ИМ определяется по формуле (1.5):

, (1.5)

где V - скорость тягового элемента конвейера, м/с.

.

В данном случае общий КПД будет определяться по следующей формуле:

, (1.6)

Теперь, подставляя все полученные значения в формулу (1.3) определяем эквивалентный вращающий момент:

.

Подставив найденные значения в формулу (1.2) найдем расчетную мощность электродвигателя:

.

Для однозначного выбора электродвигателя одной расчетной мощности недостаточно. Необходимо также знать расчетную частоту вращения вала электродвигателя или возможный диапазон ее изменения:

, (1.7)

где n_эmax, n_эmin - соответственно максимальная и минимальная расчетная частота вращения вала электродвигателя, об/мин;

n_им - частота вращения вала ИМ, об/мин;

U_omax, U_omin - соответственно максимальное и минимальное общее передаточное отношение кинематической схемы привода.

Определим частоту вращения вала ИМ по формуле (1.8):

. (1.8)

Общее передаточное отношение привода определяется как произведение передаточных отношений отдельных ступеней передач, входящих в кинематическую схему:

, (1.9)

где U_imax.U_imin - соответственно максимальное и минимальное передаточное отношение i- й ступени передач.

Т.к. данный редуктор цилиндрический двухступенчатый, следовательно:

.

Определяем максимальное и минимальное значение расчетной частоты вращения вала электродвигателя по формуле (1.7):

,

.

В соответствии с расчетной мощностью и полученным диапазоном скоростей выбираем два электродвигателя:

1) АИР132S6 n = 965 об/мин P_ТАБ = 5,5 кВт

2) АИР132M8 n = 720 об/мин P_ТАБ = 5,5 кВт

Дальнейший расчет будем вести параллельно для двух электродвигателей.

1.3 Определение передаточного отношения привода и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное отношение привода определяется по формуле (1.10):

, (1.10)

, .

Передаточное отношение редуктора равно общему передаточному отношению, если в схеме отсутствует открытая передача:

, .

После определения общего передаточного отношения редуктора производится его разбивка по отдельным ступеням передач. Передаточное отношение тихоходной - Uт и быстроходной - Uб ступеней двухступенчатых редукторов можно определить по рекомендациям П.Ф. Дунаева [2].

Передаточное отношение тихоходной ступени определяется по формуле (1.11):

, (1.11)

, .

Теперь определяем передаточное отношение быстроходной ступени по формуле (1.12):

, (1.12)

, .

Передаточные отношения выбираются из стандартного ряда:

, , , .

Точность разбивки общего передаточного отношения проверяется следующим условием:

. (1.13)

, .

Т.к. условие (1.13) не выполняется для электродвигателя АИР132M8, окончательно выбираем электродвигатель АИР132S6.

Проверку выбранного электродвигателя на перегрузку производим по условию (1.14):

, (1.14)

где T_max - максимальный момент, который мы берем из графика нагрузки (1,7·T), кНм;

ш_n - коэффициент, для выбранного электродвигателя (ш_n=2,0).

Подставляя все значения в условие (1.14) проверяем выбранный электродвигатель на перегрузку:

.

Для двигателя АИР132S6 Р_ТАБ = 5,5, следовательно, условие выполняется, т.е. двигатель не будет перегружен.

Вычерчиваем эскиз выбранного электродвигателя с указанием его основных характеристик. Тип двигателя АИР132S6 (n_ТАБ=965 об/мин; P_ТАБ = 5,5 кВт).

Производим расчет кинематических и силовых характеристик каждого вала. Расчет этот оформляется в виде таблицы исходных данных.



При расчете мощности на каждом валу учитываются потери (КПД) на участке кинематической цепи от электродвигателя до рассматриваемого вала (если считается P₁) и от предыдущего вала до рассматриваемого вала (если считается Р₂, Р₃ и т.д.). Кроме того, при расчете P₁ за мощность электродвигателя принимается номинальная расчетная (Р_РН), полученная по формуле (1.15):

, (1.15)

.

.

Расхождения в скоростях и моментах 0,8%, что допустимо (предел 5%).

2. Расчет передач

2.1 Предварительные расчеты передач

Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованиям к габаритам передачи и др.

Для редуктора я выбрал сталь 40Х. Шестерни косозубых передач подвергаем поверхностной закалке с нагреванием токами высокой частоты (ТВЧ) для обеспечения высокой твердости, а колеса редуктора будут улучшенными (У).

2.1.1 Расчет допускаемого контактного напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.1):

, (2.1)

где - предел контактной выносливости, МПа;

- коэффициент запаса прочности (для улучшенной стали равен 1,1; для стали, подверженной ТВЧ - 1,2);

Z_N - коэффициент долговечности;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей;

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость (при проектировочном расчете принимаем равным 1).

Для шестерни предел контактной выносливости определяется по следующей формуле:

, (2.2)

где H_HRC - твердость поверхности по Роквеллу.

Для шестерни, изготовленной из стали 40Х, подверженной поверхностной закалке твердость по Роквеллу равна 47.

.

А для колеса предел контактной выносливости определяется по формуле (2.3):

, (2.3)

где H_HB - твердость по Бринеллю (для улучшенного колеса принимаем равной 285).

.

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости определяется по следующей формуле:

, (2.4)

где H_HB - среднее значение твердости рабочей поверхности зубьев по Бринеллю.

Твердость поверхности зубьев шестерни равна 47 HRC, что соответствует 451 HRB.

Теперь определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы.

, (2.5)

где n - частота вращения колеса, об/мин;

L_h - ресурс передачи, ч.

Ресурс передачи вычисляем по формуле (2.6):

, (2.6)

где L - число лет работы;

K_год - коэффициент годового использования передачи;

К_сут - коэффициент суточного использования передачи.

Т.к. нам задано время работы и коэффициенты использования передачи, можем определить ее ресурс:

.

Теперь по формуле (2.5) определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы для шестерни и колеса:

,

.

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме (заданной в исходных данных):

, (2.7)

,

.

Т.к. и для шестерни и для колеса число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы больше базового числа циклов напряжений: . То коэффициент долговечности будем рассчитывать по следующей формуле:

, (2.8)

,

.

Принимаем шероховатость поверхности зубьев . Исходя из этого, получаем значение коэффициента Z_R: .

Подставляя найденные значения в формулу (2.1) определяем допускаемые контактные напряжения:

,

.

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем значение, рассчитанное по формуле (2.9):

, (2.9)

Теперь необходимо выполнить проверку по условию (2.10):

, (2.10)

.

Условие (2.10) выполняется, .

2.1.2 Расчет допускаемого напряжения изгиба зубьев

Допускаемое напряжение изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.11):

, (2.11)

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому циклу напряжений, определяется в зависимости от способа термической или химико-термической обработки, МПа;

S_F - коэффициент запаса прочности (S_F = 1,7);

Y_Z - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса (для поковки Y_Z = 1);

Y_A - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (при одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1);

Y_N - коэффициент долговечности;

Y_X - коэффициент, учитывающий диаметр зубчатого колеса (при проектировочном расчете принимаем Y_X = 1).

Определим коэффициент долговечности по формуле (2.12):

, (2.12)

где - базовое число циклов напряжений ();

q_F = 6 для улучшенных зубчатых колес и для колес, подверженных закалке ТВЧ;

- число циклов напряжений, определяемое по формуле (2.13).

, (2.13)

,

.

Подставляя найденные значения в формулу (2.12) находим коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

,

.

Т.к. коэффициент долговечности не может быть меньше единице, то принимаем:

.

Для шестерни (закалка ТВЧ) с твердостью рабочей поверхности зубьев 47 HRC предел выносливости зубьев при изгибе равен:

.

А для улучшенного колеса предел выносливости определяется по формуле (2.14):

. (2.14)

По формуле (2.11) определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса:

,

.

2.1.3 Расчет допускаемого напряжения изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой

Допускаемое напряжение изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.15):

, (2.15)

где K_ST - коэффициент, учитывающий различие между предельными напряжениями, определенными при ударном однократном нагружении и при числе ударных нагружений (принимаем при );

S_Y - коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения (при вероятности неразрушения 0,99 ).

,

.

2.2 Проектировочный расчет

2.2.1 Определение начального диаметра шестерни

Определим начальный диаметр шестерни по формуле (2.16):

, (2.16)

где Т_1Н - исходная расчетная нагрузка, в качестве которой принимается наибольший из действующих на шестерню вращающий момент, для которого число циклов перемен напряжений не менее:

;

U - передаточное число передачи;

- допускаемые контактные напряжения, МПа;

- вспомогательный коэффициент (для косозубых передач );

- параметр, который определяет рабочую ширину венца зубчатой передачи при известном начальном диаметре или наоборот;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

На этапе проектировочного расчета принимаем параметр в соответствии с расположением колеса относительно опор, с жесткостью валов и твердостью поверхностей зубьев. При твердости поверхности одного из зубьев меньше 350 НВ и при несимметричном расположении колес относительно опор принимаем .

Коэффициент , принимаем в зависимости от параметра по графикам рис. 2 [2]. .

Для момента, равному 1,7Т (по циклограмме) число циклов перемен напряжений равно:

.

Условие выполняется, следовательно:

.

Теперь по формуле (2.16) определяем начальный диаметр шестерни:

.

2.2.2 Определение ширины зубчатого венца

Ширина зубчатого венца колеса определяется по формуле (2.17):

. (2.17)

Полученное значение округляем до ближайшего значения по ГОСТ 6636-69. .

Ширина зубчатого венца шестерни:

. (2.18)

2.2.3 Определение значения модуля

Ориентировочное значение модуля вычисляется по формуле (2.19):

, (2.19)

где Т_1F - исходная расчетная нагрузка на шестерню, в качестве которой принимается наибольший длительно действующий вращающий момент, с числом циклов перемен напряжений более ;

- вспомогательный коэффициент (для косозубых передач = 8150);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий;

.

Коэффициент принимаем в зависимости от параметра по графикам рис. 2 [2]. .

Подставляя все значения в формулу (2.19) находим ориентировочное значение модуля:

Т.к. модуль шестерни, подвергнутой закалке ТВЧ не может быть меньше 2,5, то принимаем: .

2.2.4 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни определяем по следующей формуле:

, (2.20)

где - угол наклона зубьев, рекомендуется принимать в пределах от 8^о до 18^о, примем .

.

Число зубьев колеса находим по формуле (2.21):

. (2.21)

2.3 Расчет геометрических и кинематических параметров передачи

Для начала определяем делительное межосевое расстояние по формуле (2.22):

. (2.22)

Межосевое расстояние нужно принимать кратным пяти:

.

Находим угол наклона зуба:

. (2.23)

Основной угол наклона зуба:

. (2.24)

Делительный угол профиля в торцевом сечении:

. (2.25)

Передачи выполняются без смещения, поэтому:

.

Начальный диаметр:

, (2.26)

. (2.27)

Делительный диаметр:

, (2.28)

.

Диаметр вершин зубьев:

, (2.29)

.

Диаметр впадин:

, (2.30)

.

Основной диаметр:

, (2.31)

.

Коэффициент торцевого перекрытия:

, (2.32)

, (2.33)

.

.

Коэффициент осевого перекрытия:

. (2.34)

Суммарный коэффициент перекрытия:

. (2.35)

Эквивалентное число зубьев:

, (2.36)

.

Окружная скорость:

. (2.37)

3. Расчет тихоходной передачи

3.1 Предварительные расчеты

Выбор материала для зубчатых колес обуславливается необходимостью обеспечения достаточной изгибной и контактной прочности зубьев, характером производства, требованиям к габаритам передачи и др.

Для редуктора я выбрал сталь 40Х. Шестерни косозубых передач подвергаем поверхностной закалке с нагреванием токами высокой частоты (ТВЧ) для обеспечения высокой твердости, а колеса редуктора будут улучшенными (У).

3.1.1 Расчет допускаемого контактного напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.1):

.

Для шестерни предел контактной выносливости определяется по формуле (2.2):

.

А для колеса предел контактной выносливости определяется по формуле (2.3):

.

Базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости определяется по формуле (2.4):

Ресурс передачи вычисляем по формуле (2.6):

.

Теперь по формуле (2.5) определяем число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы для шестерни и колеса:

,

.

При нагрузке на передачу, изменяющейся по ступенчатой циклограмме (заданной в исходных данных):

,

.

Т.к. и для шестерни и для колеса число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы больше базового числа циклов напряжений: . То коэффициент долговечности будем рассчитывать по формуле (2.8):

,

.

Принимаем шероховатость поверхности зубьев . Исходя из этого, получаем значение коэффициента Z_R:

.

Подставляя найденные значения в формулу (2.1) определяем допускаемые контактные напряжения:

,

.

В качестве допускаемого контактного напряжения передачи принимаем значение, рассчитанное по формуле (2.9):

Теперь необходимо выполнить проверку по условию (2.10):

.

Условие (2.10) выполняется, .

3.1.2 Расчет допускаемого напряжения изгиба зубьев

Допускаемое напряжение изгиба зубьев определяют раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.11):

.

Определим число циклов напряжений по формуле (2.13).

,

.

Подставляя найденные значения в формулу (2.12) находим коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

,

.

Т.к. коэффициент долговечности не может быть меньше единице, то принимаем:

.

Для шестерни (закалка ТВЧ) с твердостью рабочей поверхности зубьев 47 HRC предел выносливости зубьев при изгибе равен:

.

А для улучшенного колеса предел выносливости определяется по формуле (2.14):

.

По формуле (2.11) определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни и колеса:

,

.

3.1.3 Расчет допускаемого напряжения изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой

Допускаемое напряжение изгиба зубьев для расчета на изгиб максимальной нагрузкой определяем раздельно для шестерни и колеса по формуле (2.15):

,

.

3.2 Проектировочный расчет

3.2.1 Определение начального диаметра шестерни

Определим начальный диаметр шестерни по формуле (2.16):

.

На этапе проектировочного расчета принимаем параметр в соответствии с расположением колеса относительно опор, с жесткостью валов и твердостью поверхностей зубьев. При твердости поверхности одного из зубьев меньше 350 НВ и при несимметричном расположении колес относительно опор принимаем для тихоходной передачи .

Коэффициент , принимаем в зависимости от параметра по графикам рис. 2 [2]. .

Для момента, равному 1,7Т (по циклограмме) число циклов перемен напряжений равно:

.

Условие не выполняется, следовательно берем следующую ступень, с моментом 1Т:

.

Условие выполняется, следовательно:

.

Теперь по формуле (2.16) определяем начальный диаметр шестерни:

.

3.2.2 Определение ширины зубчатого венца

Ширина зубчатого венца колеса определяется по формуле (2.17):

.

Полученное значение округляем до ближайшего значения по ГОСТ 6636-69. .

Ширина зубчатого венца шестерни:

.

3.2.3. Определение значения модуля

Ориентировочное значение модуля вычисляется по формуле (2.19):

.

.

Коэффициент принимаем в зависимости от параметра по графикам рис. 2 [2]. .

Подставляя все значения в формулу (2.19) находим ориентировочное значение модуля:

Принимаем: .

3.3 Расчет геометрических и кинематических параметров передачи

Исходя из размеров вала и зубчатого колеса быстроходной передачи, мы вынуждены принять межосевое расстояние, равное:

.

Теперь, по формуле (3.1) определим суммарное количество зубьев:

.

Зная передаточное число U = 3,55, выбираем:

, .

.

Находим угол наклона зуба по формуле (2.23):

.

Основной угол наклона зуба по формуле (2.24):

.

Делительный угол профиля в торцевом сечении по формуле (2.25):

.

Передачи выполняются без смещения, поэтому:

.

Начальный диаметр по формулам (2.26) и (2.27):

,

.

Делительный диаметр определяем по формуле (2.28):

,

.

Диаметр вершин зубьев по формуле (2.29):

,

.

Находим диаметр впадин по формуле (2.30):

,

.

Основной диаметр по формуле (2.31):

,

.

Коэффициент торцевого перекрытия определяем по формуле (2.32):

,

,

.

.

Коэффициент осевого перекрытия по формуле (2.34):

.

Суммарный коэффициент перекрытия по формуле (2.35):

.

Эквивалентное число зубьев по формуле (2.36):

,

.

Окружная скорость по формуле (2.37):

.

Список литературы

Анурьев З.И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.1 - М.: Машиностроение, 1992. - 816 с.

Анурьев З.И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.2 - М.: Машиностроение, 1992. - 784 с.

Анурьев З.И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.3 - М.: Машиностроение, 1992. - 720 с.

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей. ВУЗов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

Иванов М.Н. Детали машин. Учебник для машиностроительных специальностей вузов. - 9-е изд., испр. - М.: Высшая школа, 2005. - 408 с.

Методические указания. Предварительный расчёт привода. ОмГТУ.1999 г.

Методические указания. Расчёт цилиндрических зубчатых передач внешнего зацепления. ОмГТУ. 1994 г.

цепной конвейер привод зубчатый

Размещено на Allbest.ru

...