Мощность выходного вала привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

Определяем мощность выходного вала привода

= [кВт], где

- номинальная окружная нагрузка на барабане [H]

- скорость ленты транспортера [м/с]

[кВт]

[кВт] - предварительная расчетная мощность

, где

- КПД клиноременной передачи

- КПД редуктора

- КПД муфты

- КПД подшипников приводного вала

[кВт]

Определяем частоту вращения приводного вала



[об/мин]

Определяем общее передаточное число

По таблице 1.1 выбираем электродвигатель 4А 100L8

2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Принимаем

Определяем мощности, частоты вращения и крутящие моменты каждого вала

привод напряжение клиноременный

№	Р, кВт	n, об/мин	Т, Н*м
1		n1=nэл=702	20,4
2			48,46
3			211,5
4		n4=n3=62,4	205,23

3. Выбор материалов зубчатых колес

КОЛЕСО Z2 ШЕСТЕРНЯ Z1

40Х улучшение 40Х улучшение

НВ2=235…262 НВ1=269…302

об/мин

uред=4,5



4. Определение допускаемых напряжений

Определение коэффициентов приведения. Режим работы передачи III.

KHE - коэффициент приведения при расчете на контактную прочность

KFE- коэффициент приведения при расчете на изгибную выносливость

Определение числа циклов перемены напряжений:

Суммарное время работы передачи:

Lгод - срок службы передачи

Кгод - коэффициент использования передачи в течение года

Ксут - коэффициент использования передачи в течение суток

Суммарное число циклов перемены напряжений:

N?2 = 60Чt? Чnт Чnз2 = N?1= N?2 Ч u Ч( nз1/ nз2)=60 Ч20000 Ч62,4 Ч1=748,8Ч105 =748,8Ч105 Ч4,5Ч(1/1)= 3369,6Ч105

nз - число вхождений в зацепление зубьев рассчитываемого колеса за 1 его оборот. Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

NНЕ2= КНЕ2 ЧN?2 = NНЕ1= КНЕ1 ЧN?1 =0,18 Ч748,8 Ч105 = 13,5Ч106> NНG2 =0,18 Ч3369,6 Ч105= 60,7Ч106 > NНG1

NНЕ2= NНG2=12,5Ч106 NНЕ1= NНG1=20Ч106

NFЕ2= КFЕ2 ЧN?2 = NFЕ1= КFЕ1 ЧN?1 =0,06 Ч748,8 Ч105 = 4,5Ч106> NFG2 =0,06 Ч3369,6 Ч105 = 20,2Ч106> NFG1

NFЕ2= NFG2=4Ч106 NFЕ1= NFG1=4Ч106

Предельные допускаемые напряжения:

Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость:



Так как разница твердостей и , то расчетное допускаемое напряжение для шестерни и для колеса принимаем

Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость:

5. Коэффициенты нагрузки

При расчете на контактную выносливость:

При расчете на изгибную выносливость:

и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

и - коэффициенты динамической нагрузки

Коэффициенты концентрации нагрузки

Х - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

Типовой режим нагружения III> X=0,6

Kв0 - начальное значение коэффициента концентрации нагрузки, имеющее место до приработки зубьев.

- относительная ширина шестерни.

Ша - коэффициент ширины цилиндрического редуктора

Ша =0,4

KНв0=1,6

KFв0=1,46

Коэффициенты динамичности нагрузки



V - окружная скорость, м/с

Сv=1500

Следовательно, степень точности равна 8.

6. Проектный расчет зубчатой передачи

Предварительное значение межосевого расстояния:

TT - номинальный крутящий момент на валу колеса, Н*м

u'- заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых и шевронных передачах

[у]H - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ша =0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

По ГОСТу 2185-66 округляем до стандартного значения: а=120мм

Рабочая ширина венца колеса:

Рабочая ширина шестерни:

Модуль передачи:

[мм]

;

Принимаем mn = 1,5мм по ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:

Минимальный угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Принимаем Z?=145

Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2

Zmin = 17cos3в = 17cos325o= 12,65

Принимаем z1 = 26

Z2= Z?-Z1=145-26=119

Фактическое значение передаточного числа:

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Зуб колеса



TT - крутящий момент на валу колеса, Н*м

КF - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

KFб =0,91- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

YFб - коэффициент, учитывающий форму зуба

YFб=3,61

Yв - коэффициент, учитывающий наклон зуба

U- передаточное число

b2- рабочая ширина венца колеса, мм

mn- модуль передачи

а- межосевое расстояние

[у]F2- допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Зуб шестерни

YF1- коэффициент, учитывающий форму зуба

Диаметры делительных окружностей

мм

мм

43+197=240=2*120=240 - верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

da1 =d1 +2•mn=43+2•1,5=46 мм

df1 =d1 -2,5•mn=43-2,5•1,5=39,25 мм

Колесо:

da2 =d2 +2•mn=197 +2•1,5=200 мм

df2 =d2 -2,5•mn=197-2,5•1,5=193,25 мм



Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни

D=da1+6 = 46+6=52 < Dmax=125 мм.

Толщина сечения обода колеса

S=C?0,3b2=0,3•48=14,4мм < Smax=125мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:



7. Подбор и расчет клиноременной передачи

Выбор сечения ремня и определение диаметра ведущего шкива.

При и выбираем сечение ремня А.

Ориентировочное значение диаметра ведущего шкива:

Принимаем

Расчет окружной скорости на ведущем шкиве.

Ориентировочное определение числа ремней.

Мощность, передаваемая одним ремнем, зависит от сечения ремня, частоты вращения ведущего шкива, расчетного диаметра шкива и передаточного числа.

Ориентировочное число ремней:

Геометрические расчеты передачи.

Расчетный диаметр ведомого шкива:

=2,5 - фактическое передаточное число,

?0,015 - коэффициент относительного скольжения

Округлим до стандартного ряда. Принимаем

Проверяем фактическое число зубчатой передачи:

(верно)

Межосевое расстояние:

h - высота сечения ремня

h=8 мм

amin=255,5мм <a'=390,5мм <amax=990мм

Предварительная расчетная длина ремня:

Принимаем по ГОСТ 1284.1-80

Определяем межосевое расстояния а при применении ремня стандартной расчётной длины:

. Определение мощности, передаваемой одним ремнем:

, где

Сб - коэффициент угла обхвата;

Сp - коэффициент динамичности и режима работы,

Cu -коэффициент, учитывающий передаточное число;

СL - коэффициент, учитывающий длину ремня.

Для определения коэффициента Сб находим угол обхвата б1 на малом шкиве по зависимости:

Cб=0,94

CL=0,98

Cu=1,13

Cp=1,2

Определение числа ремней

Число ремней определяют предварительно без учета неодинаковой их работы в комплекте:

Число ремней с учетом различия в нагружении ремней в комплекте определяют по зависимости:

, где

Сz - коэффициент, зависящий от числа ремней

Сz =0,95

Окончательно принимаем z=2.

Определение усилий, действующих в передаче:

Силу предварительного натяжения ветви одного ремня определяют по зависимости:

, где

и - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

и = 0,1Н*с2/м2

Суммарную силу на вал от ременной передачи определяют по формуле:

Ресурс работы ремней

Ремни, подобранные по стандарту, имеют средний ресурс в эксплуатации при среднем режиме работы Тср=2000 ч

8. Определение диаметров валов

Определим диаметр быстроходного вала:

где Тб - момент на быстроходном валу.

Примем d=30 мм.

Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом должно выполняться условие :

- условие выполняется. Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный 5-ти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .

Определим диаметр тихоходного вала:

,

Где Тт- момент на тихоходном валу.

Примем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .

Определим диаметр приводного вала:

,

Где Т4 - момент на приводном валу.

Примем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .



9. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Для быстроходного вала редуктора выберем радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 12307.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность.

Для тихоходного вала редуктора выберем радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 12309. Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов

Требуемый ресурс работы. Найдём:

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

- коэффициент вращения.

Определяем эквивалентную нагрузку:

.

По табл. 3 находим коэффициент осевого нагружения . Проверим условие, что

:

По табл. 3 лит. 2 определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

часов, что удовлетворяет требованиям

Для приводного вала редуктора выберем шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические серии 1309.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца подшипника,

- диаметр наружного кольца подшипника,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность.

10. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

- окружная,

- сила муфты,

- радиальная,

- крутящий момент.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1., ,

.

Отсюда находим, что .

2. , ,

.

Получаем, что . Выполним проверку: ,

,

, . Следовательно вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что .

4. ,

,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

,

,

, - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:

,

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где - расчётный диаметр вала.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 40Х): - временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

еу, еt - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

в=1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности вала;

kн=1,4 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

,

.

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Вычислим коэффициент запаса:

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется.

Расчетный коэффициент значительно превышает допускаемый, поэтому расчет на жесткость проводить нет необходимости.

11. Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

Соединение быстроходного вала с втулкой шкива ременной передачи.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

Соединение тихоходного и приводного валов с муфтой

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

Соединение тихоходного вала и зубчатого колеса.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

Соединение приводного вала и барабана.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

12. Выбор муфты

Для передачи момента Т=211,5 Н*м с тихоходного вала на приводной используем муфту упругую втулочно-пальцевую.

Ее параметры и размеры по ГОСТ 21424-93:

Т=250 Н*м - максимальный передаваемый момент;

d=36 мм - внутренний диаметр (под вал);

D=140 мм - наружный диаметр муфты;

L=121 мм - длина муфты;

Пальцы берут стандартными, размещая их так, чтобы выполнялось условие:

zd0 ? 2,8D0

где z- число пальцев;

d0 - диаметр отверстия под упругий элемент, мм;

D0 - диаметр расположения пальцев, мм.

6*14=84мм ? 2,8*105=294мм (верно).

Проверяем упругие элементы муфты на смятие по формуле:

где dп - диаметр пальца;

lвт- длина упругого элемента;

(верно)

13. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- частота вращения тихоходного вала,

- диаметр окружности вершин колеса;

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

, здесь

- диаметр окружностей вершин зубьев колеса.

Необходимый объём масла - 3 литра.

Выберем марку масла по табл. 11.1 в соответствии с окружной скоростью колеса: И-40А ГОСТ17475.4-87. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

14. Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

15. Сборка привода

Сборку привода цепного конвейера рекомендуется производить следующим образом:

1. Установить плиты поз.12.

2. На валах редуктора поз.3, приводного вала поз.4 закрепить соответствующие полумуфты.

3. Установить электродвигатель поз.1 и редуктор поз.3 на раму поз.12. Закрепить на их валах соответствующие шкивы ременной передачи поз.2.

4. Произвести натяжение ремней клиноременной передачи поз.2. Установить приводной вал поз.4.

5. Соединить соответствующие части полумуфты в муфту. Закрепить все элементы соответствующими болтами, шайбами и гайками.



Список литературы

1. Буланже А.В. , Палочкина Н.В. , Часовников Л.Д. , методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

2. Иванов В.Н. , Баринова В.С. , “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. , “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

4. Решетов Д.Н. , “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

5. Анурьев В.И., «Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2»

6. Гжиров Р.И. , “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

7. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

8. Перель Л.Я. , Филатов А.А. , справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

Размещено на Allbest.ru

...