Расчет параметров привода

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Выбор привода

Исходные данные:

Мощность на рабочем валу Nрв = 6,2 кВт.

Скорость рабочего вала nрв = 28,0 об/мин.

Скорость вала электродвигателя nc = 1000 об/мин.

Барабанные смесители имеют привод от электродвигателя через редуктор на цилиндрическую передачу, где ведомое зубчатое колесо установлено на барабане.

Из исходных данных определим общее передаточное число привода:

uпр = nc/nрв =1000/28 = 35,71

Где uпр - передаточное отношение привода.

Произведём разбивку передаточного числа по ступеням:

uпр = uред * uоп,

где uред - передаточное число редуктора,

uоп - передаточное отношение открытой передачи.

Схема привода представляет редуктор и открытую цилиндрическую передачу.

Ориентировочно определим передаточное отношение привода:

uоп = (3 ; 6,3) - диапазон передаточных отношений открытой зубчатой цилиндрической передачи;

uред = (2 ; 80) - диапазон передаточных отношений редуктора;

Вычислим диапазон отношений редуктора для нашего случая:

uред = (35,71/6,3); (35,71/3 ) = 5,67 ; 11,9.

Значит, судя по вычисленному разбегу теоретически применим цилиндрический (а также червячный в небольшом диапазоне) редуктор.

Крутящий момент на рабочем валу:

Мрв = 30 * Nрв/(3,14 * nрв)= 30*6,2/(3,14*28)= 2,116 кН*м.

Для нашего вида схемы определим крутящий момент на тихоходном валу:

Мвых = Мрв/(uоп* ?оп*?пк*?м).

Приведём пример расчёта при uред = 6,3:

Тогда:

uоп= uпр /uред = 35,71/6,3= 5,67.

Мвых= 2116/( 5,67* 0,95* 0,995* 0,985)= 400,82 Н*м.

Подобным способом выполним дальнейшие расчёты.

2. Кинематический расчёт привода

Общий КПД привода.

?зп-КПД закрытой цилиндрической передачи;(КПД=0.98).

?пк-КПД пары подшипников качения;(КПД=0,995).

?оп-КПД открытой зубчатой передачи;(КПД=0,95).

?муф-КПД муфты.(КПД=0,985).

КПД привода:

?пр= ?зп2*?пк5*?оп*?муф2= 0,982*0,9955*0,95*0,9852=0,8633.

Расчётная мощность электродвигателя.

Nр.эл= Nрв/?пр.

Nр.эл= 6,2/0,8633= 7,18 кВт.

Выбираем электродвигатель по Nном и nс.

Двигатель является одним из основных элементов привода. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики привода.

Тип двигателя 4А132М6У3.

По данным N=7,18 кВт и n = 1000 об/мин.

принимаем:

Nном (кВт)= 7,5 - номинальная мощность электродвигателя.

S (%)= 3,2 - коэффициент скольжения

Расчёт отклонения. Недогрузка должна быть в пределе 15%, перегрузка- 5%.

ДN=((Nном-Nр.эл)/Nном)*100%.

ДN=(7,5 - 7,18)*100%/7,5 = 4,2%, что допустимо.

Двигатель работает с недогрузкой.

Асинхронная частота электродвигателя.

nас = (1-S/100)*nc,

nас = (1-3,2/100)*1000= 968 об/мин.

Уточняем передаточные отношения ступеней привода.

Действ. общее передаточное отношение привода.

uпр= nас/nрв

uпр=968/28=34,57.

Примем стандартное передаточное отношение редуктора.

uред=10.

Произведём разбивку передаточного отношения редуктора:

примем u1-2= 4.0 u3-4= 2,5.

Определяем уточнённое передаточное отношение открытой передачи.

uоп=uпр/( u1-2* u3-4)

uоп= 968/( 4,0* 2,5) = 3,46

При этом учитываем разбег возможных передаточных отношений.

Примем uоп= 3,5.

Уточнённое передаточное отношение привода:

uут.пр= u1-2* u3-4* uоп= 4,0*2,5*3,5= 35,0.

Частота вращения рабочего вала машины.

nрв.ут= nас/ uут.пр.

nрв.ут= 968/35= 27,7 об/мин.

Отклонение:

Дn = (|nрв.ут-nрв|)/nрв)*100%.

Дn = (27,7 - 28,0 ) / 28*100%= 1,22%.

Значение Дn должно быть меньше 4%.

Кинематические характеристики привода.

Определение мощностей на валах.

N1=Nдв* ?муф* ?пк.

N1= 7,18* 0,985* 0,995= 7,00 кВт.

N2=N1* ?зп* ?пк.

N2= 7,00* 0,98* 0,995= 6,83 кВт.

N3=N2* ?муф* ?пк.

N3= 6,83* 0,985* 0,995= 6,69 кВт.

N4=N3* ?муф* ?пк.

N4= 6,69* 0,985* 0,995= 6,57 кВт.

Nрв=N4* ?оп* ?пк.

Nрв=6,57* 0,95* 0,995= 6,21 кВт.

Определение скоростей вращения валов.

nас= 968 об/мин.

n1=nас= 968 об/мин.

n2= n1/u1-2=968/4,0= 242,0 об/мин.

n3=n2/u3-4=242,0/2,5= 96,8 об/мин.

n4=n3=96,8 об/мин.

nрв= n/uоп= 96,8/3,5= 27,7 об/мин.

щ=р*n/30.

щном= 3,14*968,0/30= 101,32 1/с.

щ2=3,14*242,0/30=25,33 1/с.

щ3=3,14*96,8/30=10,13 1/с.

щрв=3,14*27,7/30=2,89 1/с.

Определение крутящих моментов на валах.

Мдв= 30*Nдв/(р*nас)= 30*7,18/(3,14*968,0)= 70,87 Н*м.

М2=N2/щ2= 6,83*1000/25,33= 269,64 Н*м.

М3=N3/щ3= 6,69*1000/10,13= 660,41 Н*м.

Мрв=Nрв/щрв= 6,2*1000/2,89= 2141,79 Н*м.

Уточнённое отклонение.

ДМ= |Mвых- Мном|/Мном*100%= |660,41-630|/630*100%=4,83%,

что допустимо.

Выбираем стандартный редуктор по стандартным значениям uред и Мном на тихоходном валу.

Выбор редуктора определяется перебором различных значений передаточных отношений редуктора и открытой передачи, который можно представить в виде таблицы.

вал асинхронный привод крутящий

Табл. 1

uпр	uоп	uред	Tр,Н*м	Тн,Н*м	ДТ,%	редуктор	nc
35,721	5,7	6,3	397,4	1000	60,3	1ЦУ-160	1000
35,721	4,5	8	504,1	738	31,7	Ч-125	1000
35,721	4,5	8	504,1	630	20,0	Ц2У-125	1000
35,721	3,6	10	626,0	712	12,1	Ч-125	1000
35,721	3,6	10	626,0	630	0,6	Ц2У-125	1000
35,721	2,9(-)	12,5	-	-	-	-	1000
53,57	5,4	10	417,0	712	41,4	Ч-125	1500
53,57	5,4	10	417,0	630	33,8	Ц2У-125	1500
53,57	4,3	12,5	524,0	700	25,1	Ч-125	1500
53,57	4,3	12,5	524,0	630	16,8	Ц2У-125	1500
53,57	3,3	16	682,0	630	8,3	Ц2У-125	1500

Согласно расчётам применимы 2 варианта №4 и №5.Меньшее отклонение крутящего момента от номинального обеспечивается в варианте №5. Такой режим работы является оптимальным. Следует добавить, что червячный редуктор при длительной непрерывной работе не используют из-за сильного нагрева передачи, при средних (наш случай) и больших передаваемых мощностях становятся значительными потери мощности из-за низкого КПД червячной передачи. В нашем случае, наиболее оптимальным является выбор двухступенчатого цилиндрического редуктора 1Ц2У-125.

Табличные значения: uред=10.

Мном=630 Н*м.

3. Расчёт открытой зубчатой передачи

Обычно открытые зубчатые передачи проектируют с прямым зубом и проводят расчёт только на выносливость по напряжениям изгиба.

Исходные данные:

N1=7,00 кВт мощность на ведущем валу передачи.

u= 3,5 передаточное отношение передачи.

Мрв= 2141,8 Н*м крутящий момент на валу колеса

Выбор материалов.

Примем для шестерни Сталь 45 , НВ 230; для колеса Сталь 45, НВ 200.

Определение допускаемых напряжений зубьев передачи.

[у]=уfo*Kfl*Kfc *Ys/Sf,

где:

уfo- предел выносливости зубьев при изгибе;

Kfl- коэффициент долговечности;

Kfc- коэффициент двустороннего приложения нагрузки;

Sf- коэффициент безопасности;

Ys- коэффициент концентрации напряжений.

уfo= 1,8* НВ.

уfo5= 1,8*230= 414 МПа.

уfo6= 1,8*200= 360 МПа.

базовое число циклов напряжений.

Nfo= 4000000

Эквивалентное число цикло напряжений.

Nfe= 60* T* n

Ресурс работы привода.

T= L* D* C* t

L= 12 лет.

D=300 дней.

С= 1 смена.

t= 8 часов.

T= 12*300*1*8= 28800 ч.

n5= 96,8 об/мин частота вращения вала шестерни.

n6= 27,7 об/мин частота вращения вала колеса.

Nfe5= 2Е+08

Nfe6=5Е+07

1?Kfl=(Nfо/ Nfe)1/6?2,08

Kfl5=(4*106/(2*108))1/6

Kfl5= 0,5368

Kfl6=(4*106/(5*107))1/6

Kfl6= 0,6614

Примем Kfl5=1.

Примем Kfl6= 1 при n? 6,6 об/мин допускается принять Kfе= 1.

Примем Kfс= 1 при одностороннем приложении нагрузки (нереверсивном вращении вала), при двустороннем приложении нагрузки Kfс= 0,7-0,8.

Sf= Sf' * Sf”,

где.

Sf'- коэффициент нестабильности свойств материала. При химико-термической обработке зубьев колеса такой, как цементация, и вероятностью неразрушения 0,99- Sf'= 1,55;

С вероятностью › 0,99- Sf'= 1,95.

При всех других видах термической и химико- термической обработки зубьев колеса Sf'=1,75( при вероятности неразрушения 0,99) и Sf'= 2,2(при вероятности › 0,99).

Примем Sf'= 1,75.

Sf''- коэффициент способа получения заготовки;

Для поковок и штамповок Sf''= 1.

Для проката Sf''= 1,15.

Для литых заготовок Sf''= 1,3.

Примем Sf''= 1,3.

Sf= 2,275.

Предварительно приме Ys=1, т.к. модуль передачи пока не определён.

[у]f5= 205,71 МПа.

[у]f6= 181,98 МПа.

Число зубьев передачи.

Число зубьев шестерни Z5.

Примем Z5= 20.

Число зубьев колеса Z6.

Z6=Z5*u,

где.

u - передаточное число передачи.

Z6=70.

Расчёт на прочность по изгибу зуба

Определим коэффициенты формы зубьев колёс.

Проектируемая передача прямозубая, поэтому Zэкв=Z.

Yf5= 4,09 для Z5=20

Yf6=3,62 для Z6= 70

Сравним отношения:

[у]f5/Yf5= 205,71/4,09= 50,30 МПа.

[у]f6/Yf6= 181,98/3,62= 50,27 МПа.

Для колеса данное отношение меньше.

[у]f6/Yf6 ? [у]f5/Yf5

Поэтому дальнейший расчёт производим по колесу Z6.

Модуль передачи.

m= Km(T6*Kfв*Yf/(Z6*Шbd*[у]f))1/3,

где.

Km= 1,4- для прямозубой передачи.

Kfв- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца.

Шbd- коэффициент ширины зубчатого венца.

Шbd=0,5* Шbа*(u+1),

где.

Шbа- стандартный коэффициент зубчатого венца ГОСТ 2185-66.

Примем Шbа= 0,315.

Шbd=0,5* 0,315*(3,5+1)= 0,709.

при несимметричной установке колеса относительно опор.

m= 1,4(2141,8*1,17*3,62/(70*0,709*181,98))1/3=3,4.

Учитывая повышенный износ зубьев открытых передач, значение m увеличивают в 1,5-2 раза и затем округляют до стандартной величины по ГОСТ 9563-60.

Примем m=5,0.

Размещено на Allbest.ru

...