Розрахунок параметрів приводу

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок привода

Вихідні дані:

Частота обертання вхідного вала: об/хв.

Потужність на вихідному валу кВт

Визначимо загальний КПД приводу:

;

де:- ККД закритої циліндричної зубчатої передачі;

- ККД конічної зубчатої передачі;

- ККД клиноремінної передачі;

- ККД муфти пружньої втулково-пальцевої;

- ККД однієї пари підшипників.

Визначимо необхідну потужність електродвигуна:



За додатком П1 ([11], с. 390) обираємо електродвигун 4А132М4. Потужність ; синхронна частота ротора об/хв, коефіцієнт ковзання %, відношення пускового моменту до номінального .

Визначаємо асинхронну частоту

Визначимо загальне передаточне число привода:

Виконаємо кінематичний розрахунок привода:

Загальне передаточне число привода:

де ;

- передаточне число редуктора;

- передаточне число швидкохідної ступені;

- передаточне число тихохідної ступені;

- передаточне число клиноремінної передачі, обераємо з діапазону

Попередньо приймаємо:

тоді

Для данної схеми редуктора рекомендовано:

За стандартом обираємо:

За стандартом приймаємо:

Тоді остаточно:



Визначаємо частоти обертання валів:

Визначаємо потужності на валах:

Визначаємо значення крутних моментів на валах:



Номер вала	Частота обертання, об/хв	Момент, Н·м
1	755	98
2	302	234,96
3	96	710
4	96	696



2. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

2.1 Розрахунок швидкохідної конічної зубчастої передачі

Матеріал шестерні: сталь 40ХН, термообробка - покращення, твердість HВ 265.

Матеріал колеса: сталь 45, термообробка - покращення, твердість

HВ 241.

Допустимі контактні напруги:

де - межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

По табл. 3.2 для вуглецевих сталей с твердістю поверхонь зубців меньше НВ 350 і термообробкою (покращення):

- коефіцієнт довговічності; при кількості циклів нагруження більше базового, приймаємо ; .

Допустима контактна напруга для шестерні:



Допустима напруга для колеса:

Розрахункова контактна напруга

Потрібна вимога, щоб була виконана,

Коефіцієнт навантаження ; коефіцієнт ширини вінців .

де - крутний момент на валу колеса, НМм

- передатне відношення швидкохідної передачі,

- зведений модуль пружності.

Приймаємо стандартне значення:

Візьмемо число зуб'їв шестірні z₁=28 тоді число зуб'їв колеса

Зовнішній модуль зачеплення:

Приймаємо значення, що відповідає стандартному: по ГОСТ 9563-60.

Зовнішня конусна відстань



Ширина зубчастого колеса

- коефіцієнт ширини колеса

Середній модуль зачеплення

2.1.7 Середній діаметр шестерні

Колова швидкість коліс і ступінь точності передачі:

За ГОСТ 1643-81 при швидкості v до 10 м/с варто призначити 7 ступінь точності.

Коефіцієнт навантаження:

Значення дані в табл. 3.5 [1, с. 32] приймаємо .

По табл. 3.6 [1, с. 32] при маємо . У такий спосіб:

Перевірка контактних напружень по формулі:

Сили, що діють у зачепленні:

колова:

радіальна:

осьова:

Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі:



Коефіцієнт навантаження:

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;

- коефіцієнт динамічності навантаження.

- коефіцієнт міцності зуба по місцевим напругам:

у шестерні:

у колеса:

де д₁ і д₂ кути початкових косинусів відповідно шестірні і колеса

тоді

і

Допустима напруга:

По табл. 3.9 для сталі 40ХН покращеної ;

шестерні:

колеса:

- коефіцієнт запасу міцності.

Допустимі напруги:

для шестерні:

для колеса:

Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі:

Визначаємо інші геометричні параметри

Z₁=28 Z₁=70 m_e=4 мм R_e=150.785 мм b=42 мм д₁=21.8? д₂=68.2?

Ділильні діаметри

Зовнішні ділильні діаметри

d_е1= m_e* Z₁=4*28=112 мм

d_е2= m_e* Z₂=4*70=280 мм

Зовнішні діаметри кіл вершин



Зовнішні діаметри кіл западин

2.2 Розрахунок тихохідної косозубої циліндричної зубчастої передачі

зубчастий передача привід електродвигун

Матеріал шестерні: сталь 40ХН, термообробка - покращення, твердість HВ 265.

Матеріал колеса: сталь 45, термообробка - покращення, твердість

HВ 241.

Допустимі контактні напруги:

Коефіцієнт навантаження ; коефіцієнт ширини вінців .

де - крутний момент на валу колеса, НМм

- передатне відношення тихохідної передачі,

- зведений модуль пружності.

Приймаємо стандартне найближче значення:

Нормальний модуль зачеплення приймаємо по наступній рекомендації:



Приймаємо середнє значення, що відповідає стандартному: по ГОСТ 9563-60.

Приймемо кут нахилу зубів і визначимо числа зубів шестерні та колеса.

Сумарне число зуб'їв

Число зубів шестерні

Число зубів колеса

Фактичне передаточне відношення

- відхилення від заданого на 1,6%, що менше

допустимих 4%.

Основні розміри шестерні й колеса:

ділильні діаметри:



діаметри вершин зубів:

діаметри западин зубів:

ширина колеса:

ширина шестірні:

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Колова швидкість коліс і ступінь точності передачі:

де - кутова швидкість на валу;

рад/с



За ГОСТ 1643-81 для косозубих коліс при швидкості v до 10 м/с варто призначити 9 ступінь точності.

Коефіцієнт навантаження:

Значення дані в табл. 3.5 [1, с. 32] приймаємо .

По табл. 3.6 [1, с. 32] для косозубих коліс при маємо . У такий спосіб:

Перевірка контактних напружень по формулі:

Сили, що діють у зачепленні:

колова:

радіальна:



осьова:

Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі:

Коефіцієнт навантаження:

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по ширині вінця;

- коефіцієнт динамічності навантаження.

- коефіцієнт міцності зуба по місцевим напругам:

у шестерні:

у колеса:



тоді

і

Допустима напруга:

По табл. 3.9 для сталі 40ХН покращеної ;

шестерні:

колеса:

- коефіцієнт запасу міцності.

Допустимі напруги:

для шестерні:

для колеса:

Знайдемо відношення:

для шестерні:

для колеса:

Коефіцієнт нахилу зубів:



Перевіряємо міцність зуба колеса по формулі:



3. Попередній розрахунок валів редуктора

Попередній розрахунок проведемо на кручення по зниженим допустимим напряженням.

Ведучий вал:

Діаметр вихідного кінця при допустимому напруженні на кручення []_к = 20-25Н/ммІ по формулі

За стандартним рядом обираю

Діаметр вала під підшипник

Діаметр вала під шестерню

Діаметр вала під ущільнення

Проміжний вал:

де []_к =25Н/ммІ Приймаємо , тоді , ,

.

Діаметр упорного кідьц

Шестерню виконаємо за одне ціле з валом.

Відомий вал:

[]_к =25Н/ммІ - враховуючи вплив згинання вала від натяжіння



Приймаємо ; ; ; ; .



4. Конструктивні розміри шестерен і коліс

Швидкохідна ступінь:

Конічна шестерня без ступиці

Довжина посадочного місця Колесо коване:

Діаметр ступиці:

Довжина ступиці:

Товщина ободу:

Товщина диска:

Тихохідна ступінь:

Циліндрична шестерня без ступиці

Довжина посадочного місця

Колесо коване:

Діаметр ступиці:

Довжина ступиці:

Товщина ободу:



Товщина диска:



5. Конструктивні розміри корпуса редуктора

Товщина стінок корпуса й кришки:

, приймаємо 9 мм;

приймаємо 8 мм;

Товщина верхнього пояса (фланця) корпуса:

Товщина пояса (фланця) кришки корпуса:

Товщина нижнього пояса корпуса:

приймаємо р=20 мм

Діаметр:

- фундаментних болтів:

приймаємо болти з різьбою М24

- креплячих кришку до корпуса у підшипників:



приймаємо болти з різьбою М18

- з'єднуючі кришку з корпусом:

приймаємо болти з різьбою М14



6. Розрахунок клиноременної передачі

За монограмою рис 7.3 [1] в залежності від частоти обертання меншого шківа n₁ = 1458 об/хв; і передаючої потужності P₁= 8,14 кВТ; приймаємо переріз клинового ременя Б. Передаточне відношення i _КП =1,93; ковзання ременя е=0,015.

Діаметр меншого шківа:

Згідно ГОСТ 17383-73 обираю d=125 мм.

Діаметр більшого шківа d₂

Згідно ГОСТ 17383-73 обираю d₂=250 мм.

Уточнюю передаточне відношення:

i_k=d₂/(d₁*(1-е)) = 250/(125*(1-0.015)) = 1,97;

n₁ = n_дв/i_k =1458/1,97=740 об/хв.

Похибка відносно того що було отримано по першочерговому розрахунку:

((755-740)/755)*100% =1,98%.

Остаточно приймаю діаметри шківів d₁=125 мм, d₂ =250 мм.

Міжвісьова відстань a_p слід прийняти в інтервалі:



де Т₀=10,5 мм (висота ременя за табл. 7.7).

Приймаю значення a_p=350 мм.

Розрахункова довжина ременя:

Найближче значення за стандартом L=1600 мм.

Уточнення значення міжвісьової відстані:

де: щ=0,5*р*(d₁ +d₂) = 0.5*3.14*(125+250) = 588,75 мм; y = (d₂ -d₁)² =

= (250-120)² =15625;

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшення міжвісьової відстані на 0.01*L=0.01*1600 = 16 мм, для полегшення надівання ременя на шківи і можливості збільшення натягу ременя.

Кут обхвату меншого шківа:



Коефіцієнт режима роботи, враховуючий умови експлуатаціі передачі по табл. 7.10, для привода к стрічковому конвеєру при однозмінній роботі C_p:=1.0.

Коефіцієнт, враховуючий вплив довжини ременя по табл. 7.9: Для ременя перерізу Б при довжині L=1600 мм коефіцієнт C_L =0.95.

Коефіцієнт, враховуючий вплив кута обхвату при б₁=156⁰ коефіцієнт C_б=0.92.

Коефіцієнт враховуючий число ременів в передачі: припускаючи, що число ременів в передачі буде від 4 до 6, приймемо коефіцієнт C_Z=0.9.

Число ременів у передачі:

де Р₀=3,08 кВт - потужність, яка передається одним клиновим ременем.

Приймаю z=4.

6.15 Натяг вітки клинового ременя

де швидкість

и - коефіцієнт, враховуючий вплив центр обіжних сил; для ременя перерізу Б коефіцієнт и=0,18

Тоді

Тиск на вали

Ширина шківів В_Ш



7. Перший етап компоновки редуктора

Компоновку звичайно виконують в два етапи. Перший етап служить для наближеного знаходження розташування зубчастих коліс і зірочки щодо опор для наступного знаходження опорних реакцій і підбора підшипників.

Компоновочне креслення виконується в одній проекції - розріз по осях валів при знятій кришці редуктора; бажаний масштаб 1:1, креслити тонкими лініями.

Приблизно посередині аркуша паралельно його довгій стороні проводимо горизонтальну осьову лінію-вісь ведучого валу; потім дві вертикальні лінії - осі валів на відстані, і aWТ = 180 мм. З точки перетину осей першого і другого валів під кутом д₁ осьові лінії ділильних конусів і відкладаємо на них відрізки довжиною R_e. Конструктивно оформляємо знайдені вище розміри.

Креслимо спрощено шестерню й колесо у вигляді прямокутників.

Окреслюємо внутрішню стінку корпуса:

а) приймаємо зазор між внутрішніми стінками корпуса й обертовими деталями:

б) приймаємо зазор між дном корпуса й зубчастим колесом:

в) приймаємо зазор між деталями, які обертаються:



г) приймаємо зазор між торцевими поверхнями зубчастих коліс:

Попередньо намічаємо радіально-упорні підшипники, габарити підшипників вибираємо по діаметру вала в місці посадки підшипників:

307 d=35 мм D=80 мм B=21 мм

308 d=40 мм D=90 мм B=23 мм

212 d=60 мм D=110 мм B=23 мм



8. Перевірка довговічності підшипників

ВЕДУЧИЙ ВАЛ. З попередніх розрахунків отримано і

.

Реакції опор:

в площині zx

Перевірка:

в площині yx



Перевірка:

Визначаю сумарні реакціі:

1 Дільниця.

2 Дільниця.



3 Дільниця.

1 Дільниця.

2 Дільниця.

3 Дільниця.



Підбираємо підшипники по найбільш навантаженій опорі. Намічаємо роликовий радіально-упорний підшипник 7207

; ; ; ; .

Осьові складові радіальних реакцій підшипників:

Осьові навантаження підшипників: ; тоді

; .

Розглянемо правий підшипник

тому осьові навантаження не враховуються.

Еквівалентне навантаження:

де радіальне навантаження ; осьове навантаження ; ; ; .

Приймаємо так, як .

Розрахункова довговічність, млн. об:



Розрахункова довговічність, год:

ПРОМІЖНИЙ ВАЛ. Для колеса на валу і ; для шестерні ,, .

Замінюємо іна і

Реакції опор:

В площині хz:

Перевірка:



в площині yz

Перевірка:

Визначаю сумарні реакціі:



1 Дільниця.

2 Дільниця.



3 Дільниця.

1 Дільниця.

2 Дільниця.

4 Дільниця.

Підбираємо підшипники по найбільш навантаженій опорі. Намічаємо радіально-упорні роликові підшипники 7208:

; ; ; ; .

Осьові складові радіальних реакцій підшипників:



Осьові навантаження підшипників: ; тоді

; .

Розглянемо більшнавантажений правий підшипник:

Відношення , тому осьове навантаження враховуємо.

Еквівалентне навантаження:

де, ; ; .

Приймаємо так, як .

Розрахункова довговічність, млн. об:

Розрахункова довговічність, год:



ВЕДЕНИЙ ВАЛ. Для колеса ,, , . Замінюємо на

Реакції опор: в площині xz

Перевірка:

в площині yz

Перевірка:



Визначаю сумарні реакціі:

1 Дільниця.

2 Дільниця.

1 Дільниця.

2 Дільниця.



3 Дільниця.

Підбираємо підшипники по найбільш навантаженій опорі. Намічаємо радіально-упорні роликові конічні підшипники 7212:

; ; ; ; .

Осьові скалдаючі радіальних реакцій конічних підшипників:

.

Осьові навантаження підшипників: ; тоді

; .



Довговічність знайдемо по найбільш навантаженому підшипнику

Розглянемо більш навантажений лівий підшипник:

Відношення , тому осьове навантаження враховуємо.

Еквівалентне навантаження:

де, ; ; .

Приймаємо так, як .

Розрахункова довговічність, млн. об:

Розрахункова довговічність, год:



Список використаної літератури

1) Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроительных вузов. М., «Высшая школа», 1975 - 551с

2) Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин. Учеб. Пособие для техникумов. - «Высшая школа» 1991 - 432 с.

3) Воробьёв Ю.В., Ковергин А.Д., Родионов Ю.В., Галкин П.А. «Детали машин» Учебно-методическое пособие. Тамбов. 2004 - 96с

4) Курсовое проектирование по деталям машин. С.А. Чернавский. Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов. - М.: Машиностроение, 1988 - 416 с.

5) Атлас конструкций

6) В.И. Анурьев. Справочник конструктора-машиностроителя, тома 1,2 и 3. М.: Машиностроение, 1980.

Размещено на Allbest.ru

...