Кинематический расчет привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

Задание

1. Кинематический расчет привода

1.1 Определение КПД и выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных отношений, частот вращения, угловых скоростей и моментов на валах

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

2.1 Выбор материала и определения допускаемых контактных напряжений

2.2 Проектный расчет

2.3 Проверочный расчет

3. Расчет цепной передачи

4. Предварительный расчет валов редуктора

4.1 Быстроходный вал редуктора

4.2 Тихоходный вал редуктора



Задание

1. Спроектировать привод конвейера (рисунок 1), состоящий из асинхронного электрического двигателя с короткозамкнутым ротором, цепной передачи и закрытой передачи одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора.

Рисунок 1 - Схема привода

Исходные данные:

Мощность на выходном валу привода P_вых = 5,8 кВт;

Частота вращения выходного вала n_вых =130 об/мин;

Срок службы привода 24000ч.



1. Кинематический расчет привода

В целях унификации условных обозначений компонентов привода принимаем обозначения осей вращения валов, начиная с быстроходного вала привода (см.рисунок):

1 ось вращения вала электродвигателя, она же ось вращения быстроходного вала цилиндрической зубчатой передачи всего привода,

2 ось вращения тихоходного вала цилиндрической зубчатой передачи, она же ось вращения тихоходного вала привода, она же ось вращения ведущей звездочки цепной передачи;

3 ось вращения барабана, она же ось вращения ведомой звездочки цепной передачи.

1.1 Определение КПД и выбор электродвигателя

КПД ступеней привода в соответствии с данными таблицы 1.1[1]:

передача цепная:

=0,95; (1.1)

передача закрытая зубчатая с цилиндрическими колесами:

=0,97; (1.2)

потери в опорах (из расчета на одну пару опор):

=0,9: (1.3)

Общий КПД привода:

== 0,950,97

Требуемая мощность двигателя:



Принимаем эту мощность в качестве расчетной.

По приложению П5 [1] выбираем электродвигатель серии АОП2 типоразмера 51-4 с номинальной мощностью 7,5 кВт и частотой вращения ротора 1440 об/мин

Таким образом, частота вращения быстроходного вала привода:

. (1.6)

1.2 Определение передаточных чисел, частот вращения, угловых скоростей и моментов на валах

Общее передаточное число привода:

Передаточные числа ступеней с учетом требований для передач, входящих в приводы общего назначения [1,таблица 1.2];

в соответствии с ГОСТ 218566 [2] для передачи зубчатой с цилиндрическими колесами:

; (1.8)

для цепной передачи:



Частота вращения вала 2:

(1.10)

Угловые скорости валов:

Вращающие моменты на валах:

Н

= (1.15)

=488,5Н (1.16)



2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

2.1 Выбор материала и определение допускаемых контактных контактных напряжений

Принимаем для зубчатых колес сталь 40Х с термообработкой улучшением ([1],таблица 3,3); твердость шестерни HB 270, колеса HB 245.

Допускаемое контактное напряжение:

, (2.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

- коэффициент долговечности при числе циклов больше базового, , ([1], стр. 28);

- коэффициент безопасности, ([1], страница 29).

Для улучшенной легированной стали с твердостью менее НВ 350 ([1], таблица 3.2).

(2.2)

2.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости поверхности зубьев ([1], (3.8)):



(2.4)

где - коэффициент нагрузки;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию, по ГОСТ 2185 66 в редакции 1993 г. принимаем ([1], стр. 29);

(2.5)

где - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями для косозубых колес, ([1], стр. 26);

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, ([1], таблица 3.1);

- динамический коэффициент, ([1], стр. 27);

(2.6)

По ГОСТ 2185 - 66 принимаем стандартную величину ([1], стр.30):

(2.8)

Нормальный модуль зацепления:

(2.9)

По ГОСТ 9563 - 60 в редакции 1994 г. Принимаем стандартную величину нормального модуля зацепления ([1], страница 30):

. (2.10)

Число зубьев шестерни:



(2.11)

где в - угол наклона зубьев,

Назначаем предварительно угол наклона зубьев:

(2.12)

Принимаем число зубьев шестерни

(2.14)

Число зубьев колеса:

(2.15)

Уточняем величину угла наклона зубьев:

(2.17)

Основные размеры шестерни и колеса:

делительные диаметры:



проверяем межосевое расстояние:

диаметры вершин зубьев:

(2.21)

(2.22)

диаметры впадин зубьев:

(2.23)

(2.24)

ширина колеса:

(2.25)

согласно требований ГОСТ 2185 - 66 в редакции 1993г. По ГОСТ 6636 - 69 ([2], табл.5.1) из ряда Ra20 принимаем

(2.26)

ширина шестерни:

(2.27)

2.3 Проверочный расчет

Коэффициент ширины шестерни по диаметру обозначается



Окружная скорость колес:

По таблица 3.6 [1] назначаем 8 степень точности для зубчатых передач.

Уточняем составляющую коэффициента нагрузки:

1,06; ([1],таблица 3.4); (2.30)

; ([1],таблица 3.5); (2.31)([1],таблица 3.6). (2.32)

Уточняем коэффициент нагрузки:

(2.33)

Действующие контактные напряжения([1],формула 3.6):

МПа. (2.34)

Условие прочности выполнено.

Отклонение действующих контактных напряжений от допустимых составляет;

Такое отклонение входит в допускаемый интервал 15% превышения допускаемых напряжений над действующими.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная:

радиальная:

где - угол зацепления, для стандартных эвольвентных передач

осевая:

Условие прочности по напряжению изгиба:

(2.40)

где у_F - действующие напряжения изгиба, МПа;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент прочности зуба, зависящий от эвольвентного числа зубьев;

- коэффициент, компенсирующий погрешность расчетной схемы изгиба косых зубьев;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, ([1],страница 39);

[у]_F - допустимое напряжение изгиба, МПа.

(2.41)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев для не симметричного расположения колес, ([1],таблица 3.7);

- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки для косозубых передач при НВ ? 350 зубьев и окружной скорости до 3 м/с при 8 степени точности, ([1],таблица 3.8);

(2.42)

Эквивалентное число зубьев:

шестерни:

колесо:

Коэффициент прочности зуба ([1], страница 35):

для шестерни:

(2.45)

для колеса:

(2.46)



Допускаемое напряжение изгиба:

(2.48)

где ? предел выносливости при базовом числе циклов;

? коэффициент запаса прочности.

Для стали 40Х с термообработкой улучшением ([1], таблица 3.9):

(2.49)

Предел выносливости при базовом числе циклов:

для шестерни:

(2.50)

для колеса:

(2.51)

Коэффициент запаса прочности:

(2.52)

гдекоэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала

([1], таблица 3.9);

? коэффициент учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, ([1], страница 36).

(2.53)

Допускаемые напряжения:

для шестерни:

(2.54)

для колеса:

(2.55)

Определяем соотношение :

для шестерни:

для колеса:

Дальнейший расчет производим для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше ([1], страница 35):

(2.58)

Условие прочности выполнено.



3. Расчет цепной передачи

(3.1)

принимаем;

(3.2)

число зубьев ведомой звездочки:

(3.3)

принимаем:

(3.4)

Уточняем передаточное число:

Отклонение от принятого ранее передаточного числа составляет:

Такое отклонение входит в допустимый интервал.

Шаг цепи ([1],(5.22)):

где коэффициент эксплуатации;

[p] допускаемое давление в шарнирах,МПа;

mчисло рядов цепи.

(3.8)



где динамический коэффициент, при работе ленточного конвейера предлагаем ударную нагрузку небольшой интенсивности и

коэффициент межосевого расстояния (длины цепи), для a =(30…50)t принимаем

коэффициент смазки и загрязнения передачи,1,5;

коффициент переодичности работы передачи,

(3.9)

Допускаемое давление в шарнирах для частоты вращения ведущей звездочки

ориентировочно принимаем по таблице 5,15[1]:

[p] = 20 МПа. (3.10)

Принимаем цепь роликовую однорядную. Тогда:

(3.11)

По ГОСТ 1356897 [Доп 1] принимаем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР с шагом

(3.13)

Допускаемая частота вращения ведущей звездочки передачи при выбранном шаге цепи ([1], таблица 5,14):

[ (3.14)

Условие

[ (3.15)

выполнено.

Скорость цепи:



Окружное усилие:

Среднее давление в шарнирах:

где Fпроекция опорной поверхности шарнира,F=262

Интерполируя данные таблицы 5,15 [1] для 360 об/мин и шага цепи по (3.13),получаем величину:

(3.20)

С учетом поправки на число зубьев ведущей звездочки (см.примечание к таблице 5.15[1])

допускаемое давление в шарнирах:

(3.22)

Сопоставление величин (v3.19) и (v3.22) показывает, что выбранная цепь удовлетворяет условия надежности и износостойкости.

Предварительно принимаем межосевое расстояние:



a=40t = 40 (3.23)

Число звеньев цепи:

(3.24)

(3.26)

Принимаем:

Уточняем межосевое расстояние:

=0,255

Для обеспечения свободного провисания цепи предусматриваем уменьшение межосевого расстояния на 0,41258 (3.31)

Делительные диаметры звездочек ([1], (5.16)):

Наружный диаметр ведущей звездочки ([1], (5.17)):

гдедиаметр ролика, для выбранной цепи =19,05мм([1], таблица 5.12).

Наружный диаметр ведомой звездочки ([1],(5.17)):

Центробежная сила, действующая на цепь:

= q (3.37)

где qмасса 1 м цепи, q=3,8 кг/м ([1],таблица 5.12).

=73,56 H. (3.38)

Усилие от провисания цепи:

где коэффициент провисания цепи, для расположения цепи под углом 45к горизонту

=70,34 H. (3.40)

Расчетная нагрузка на валы:

(3.41)

Коэффициент запаса прочности:

где Qразрушающая нагрузка, для выбранной цепи Q =8850 кгс([1], таблица 5.12)

Интерполируя данные таблицы 5.16 [1] для мин и шага цепи по получаем величину нормативного коэффициента запаса прочности цупи:

Сопоставление величин ( 3.43) и ( 3.44) показывает, что выбранная цепь удовлетворяет условию прочности.



4. Предварительный расчет валов редуктора

4.1 Быстроходный вал редуктора

Ориентировочно определяем минимальный диаметр выходного участка вала из условия прочности на кручение без учета влияния изгиба ([1],(6,16)):

где [

Поскольку муфта, располагающаяся на выходном участке быстроходного вала редуктора ( см. рисунок 1), не вызывает изгиба, принимаем:

[ (4.2)

Диаметр выходного участка вала электродвигателя АОП2 типоразмера 51-4 составляет приложение П6). Для согласования этой величины и диаметры выходной ступени быстроходного вала редуктора по ГОСТ 2142493 [1] принимаем упругую втулочную муфту с диаметрами посадочных отверстий полумуфт 38 и 32 мм. Таким образом, принимаем:

(4.4)

Диаметр вала под подшипник принимаем;

(4.5)

Предварительно по ГОСТ 2736587 [8] выбираем роликовые конические однорядные подшипники повышенной грузоподъемности серии диаметров 2 ( легкая серия ), серия ширин 0, тип 7207А, с номинальным углом контакта дорожки качения наружного кольца:

номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:

(4.7)

номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:

(4.8)

номинальной шириной внутреннего кольца:

(4.9

номинальной шириной наружного кольца:

(4.10

номинальной монтажной высотой:

(4.11)

динамической грузоподъемностью:

(4.12)

статической грузоподъемностью:

(4.13)

По ГОСТ 2022682 [9] диаметр заплечика внутреннего кольца таких подшипников:

(4.14)

Принимаем диаметр заплечиков быстроходного вала редуктора:

(4.15)

Решение о конструктивном исполнении шестерни принимается на основании анализа величины расстояния х от впадины зубьев шестерни до шпоночного паза. Для исполнения шестерни отдельно от вала должно выполняться соотношение:

(4.16)

Для ведущего вала редуктора:



где глубина шпоночного паза в отверстии ступицы колеса.

Для шпонки под валом диаметром 51 мм = 3,3 мм [10]. Тогда:

Принимаем конструктивное исполнение шестерни отдельно от вала.

Конструкция быстроходного вала представлена на рисунке 2.

Рисунок 2Эскиз быстроходного вала

4.2 Тихоходный вал редуктора

Поскольку в техническом задании не уточняется действие изгибающих сил на выходную ступень тихоходного вала редуктора, для обеспечения запаса прочности принимаем:

(4.19)



Минимальный диаметр выходного участка вала:

С учетом ГОСТ 83175 [11] выбираем подшипники шариковые радиально упорные однорядные серии диаметров 1 ( особолегкая серия), серии ширин 0, тип 36110К6, с номинальным углом контакта дорожки качения наружного кольца: (4.21)

номинальным диаметром отверстия внутреннего кольца:

номинальным диаметром наружной цилиндрической поверхности наружного кольца:

(4.23)

номинальной шириной:

(4.24)

динамической грузоподъемностью:

(4.25)

статической грузоподъемностью:

(4.26)

По ГОСТ 2022682 диаметр заплечика внутреннего кольца таких подшипников:

(4.27)

Принимаем диаметр заплечиков тихоходного вала редуктора:

(4.28)

Диаметр ступени для посадки зубчатого колеса на вал принимаем

(4.29)

Осевую фиксацию колеса со стороны подшипника предусматриваем с помощью предварительно принятой распорной втулки с внешним диаметром, равным диаметру заплечика:

(4.30)

Осевую фиксацию второго подшипника предусматриваем в участок вала с диаметром, равным диаметру заплечика.

Осевую фиксацию колеса со стороны второго подшипника предусматриваем в участок вала с диаметром;

(4.31)

Конструкция тихоходного вала представлена на рисунке 3.

электродвигатель напряжение редуктор скорость



Библиографический список

1. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для техникумов С. А. Чернавский [и др.]. - М.: Машиностроение, 1979. - 351 с.

2. ГОСТ 2185-66. Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры. - Введ. 1968-01-01 ; с изм. 1978-04, 1982-06, 1991-12. - М.: Изд-во стандартов, 1994. - 4 с.

3. ГОСТ 9563-60. Колеса зубчатые. Модули. - Введ. 1962-07-01 ; с изм. 1979-06, 1988-05. - М.: Изд-во стандартов, 1994. - 4 с.

4. ГОСТ 6636-69. Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры. - Взамен ГОСТ 6636-60 ; введ. 1970-01-01 ; с изм. 1981-07, 1988-10. - М.: Изд-во стандартов, 2004. - 5 с.

5. ГОСТ 20889-88. Шкивы для приводных клиновых ремней нормальных сечений. Общие технические условия. - М.: Изд-во стандартов, 1988. - 16 с.

6. ГОСТ 1284.1-89. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля. - Взамен ГОСТ 1284.1-80, ГОСТ 10286-75 в части основных размеров и методов контроля ; введ. 1991-01-01. - М.: ИПК Издательство стандартов, 2001. - 10 с.

7. ГОСТ 12080-66. Концы валов цилиндрические. Основные размеры, допускаемые крутящие моменты. - Введ. 1967-01-01 ; с изм. 1970-04, 1979-1. - М.: Издательство стандартов, 1994. - 16 с.

8. ГОСТ 8338-75. Подшипники шариковые радиальные однорядные. Основные размеры. - Взамен ГОСТ 8338-57 ; введ. 1976-07-01 ; с изм. 1983-10. - М.: Стандартинформ, 2003. - 11 с.

Размещено на Allbest.ru

...