Расчет мощности привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

Технические требования

1. Синхронная частота вращения вала электродвигателя 750 [об/мин]. Привод установлен на фундаменте.

2. Редуктор нестандартный одноступенчатый шевронный.

3. Другие виды передач: открытая зубчатая передача с промежуточным валом.

4. Муфта-по усмотрению студента.

5. Дополнительные указания: размеры зубчатого венцаZ=150,m=10мм,Bw=80мм; материал-сталь 35Л.

6. Основные параметры: Требуемая мощность рабочей машины Р_рм=8.4кВт

· Частота вращения барабана n=38 об/мин

· Допускаемое отклонение частоты вращения барабана10%

· Диаметр выходного конца вала барабана d=80 мм

7. Срок службы привода при трехсменной работе 9 лет.

8. Условия эксплуатации: нагрузка - постоянная, ударная с перегрузками 150%.

Кинематический расчет привода

Построение кинематической схемы привода

Р2=8,75 кВт

Т2=732,23 Нм

n2=114,2 об/мин

Рэлд=9,11кВт Ррм=8,4кВт

Тэлд =119,67 Нм Трм=2108,83 Нм

nэлд=727 об/мин nрм=38,04 об/мин

Р1=9,11кВт

Т1 = 119,67Нм

n1=727об/мин



Определение общего КПД привода

Определение расчетной мощности электродвигателя

Выбор типа электродвигателя по параметрам

Выбираем двигатель ближайшей большей мощности, учитывая синхронную частоту вращения двигателя n_эл.с=750 об/мин:

Марка двигателя: АИР 160М8;

d _эл.дв.=48 [мм];

Р_эл.ном=11 [кВт];

n_эл.дв.=727[об/мин].

Определение общего передаточного числа

Принимаем

Определение мощностей по валам привода

1. На валу рабочей машины Р_р.м.=8,4 кВт

2. На тихоходном валу редуктора

3. На валу двигателя

Проверка: полученное значение Р_эл.дв. совпадает с расчетной мощностью электродвигателя, следовательно, расчеты сделаны правильно.

Определение частот вращения по валам привода

1. На валу двигателя n_эл.дв.=n₁=727 об/мин

2. На тихоходном валу редуктора

3. На валу рабочей машины

Определение крутящих моментов по валам привода

1. На валу двигателя

2. На тихоходном валу редуктора

3. На валу рабочей машины

Полученные значения мощностей, частот вращения и крутящих моментов записываем на соответствующих полках выносок кинематической схемы.

Расчет цилиндрической косозубой передачи одноступенчатого редуктора

1. Выбор материалов и термической обработки колес

Для изготовления колес выбираем:

Для шестерни сталь 45,термообработка - улучшение, твердость 269-302НВ, средняя твердость НВ₀₁=285

Для колеса сталь 45,термообработка - улучшение, твердость 235-262 НВ, средняя твердость НВ₀₂=250

2. Определение допускаемых контактных напряжений

предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений N_H0

Для шестерни

Для колес

S_H=1.1 коэффициент запаса прочности

Z_N -коэффициент долговечности

Базовое число циклов напряжений:

Для шестерни N_H01=30(HB₀₁)^2,4=30*285^2,4=2,3*10⁷;

Для колеса N_H02=30(HB₀₁)^2,4=30*250^2,4=1,7*10⁷.

Расчётное число циклов напряжений на весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения

N_K=60n c L_h ,

Где n-частота вращения шестерни, колеса, мин;

С - число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1

L_h=2930 L K_Г K_С, ч,

Где L - число лет работы передачи , L=9лет;

K_r - коэффициент годового исползования передачи, K_r= 0,85;

K_{c -} число смен работы передачи в сутки, K_c =3

L_h=2920*9*0.85*3=67014ч.

Расчётное число циклов напряжений:

Для шестерни N_K1=60 n₁ c L_h= 60*727*1*67014=293*10⁷;

Для колеса N_K2= 60n₂ c L_h=60*114,2*1*67014=45,8*10⁷.

Для длительно работающих передач при N_K N_HO коэффициент долговечности равен

Z_n=

Для шестерни Z_N1====0.785

Для колеса Z_N2===0.848

Допускаемое контактное напряжение

Для шестерни

Для колеса

Расчетное допускаемое напряжение

Принимаем

3. Определение допускаемых напряжений изгиба

где предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений6

для шестерни

для колеса

S_F-коэффициент запаса прочности, SF = 1,7;

У_R коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями У_R = 1;

Уz коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок Уz = 1;

Y_А -коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче Y_А = 1,0;

Y_Nкоэффициент долговечности

Y_N=

Где N_F0 - базовое число циклов напряжения. Для сталей N_F0=4*10⁶.

Так как расчётное число циклов напряжений для шестерни N_K1=259,8*10⁷ и для колеса N_K2=65*10⁷ больше базового число циклов N_F0= 4*10⁶, то принимаем Y_N=1,0.

Допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни =498,1*1*1*1*1/1,7=293МПа;

Для колеса =437,5*1*1*1*1/1,7=257 МПа.

4. Определение межосевого расстояния

a_wK_a(u+1)

Где К_а=410 МПа^1/3 - вспомогательный коэффициент uпередаточное число, u=6,37

T₁вращающий момент на шестерне, T₁=119,67 Hм

К_Н-коэффициент нагрузки. Для косозубой передачи предварительно принимаем К_Н=1,2

??_ba - коэффициент ширины колеса.

При симметричном расположении шевронных колёс относительно опор выбираем ??_ba=0,4

a_w410(6,37+1)=200 мм

Принимаем из ряда стандартных чисел (стр.11) а_w=200 мм

5. Определение модуля передачи

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб

m_{n мм}

где K_m=5.6*10³ для шевронной передачи

b₂ ширина венца колеса

b₂₌ ??_ba* a_w=0,4*200=80 мм

Принимаем b₂=80мм

m_n?1 мм

m_{n =} 2,03мм?1 мм

Максимально допустимый модуль передачи

Принимаем m_n=2 мм по ГОСТ 9563-80

6. Определение суммарного числа шестерни и колеса

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колём

Предварительно принимаем угол наклона зубьев в=30^о

Суммарное число зубьев



Z_s=2a_wcosв/m_n=2*200cos30^o/2=174

Принимаем z_s=174

7. Определение числа зубьев шестерни колеса

Число зубьев шестерни

Z₁₌z_s/(u+1)=174/(6,37+1)=23

Принимаем z₁=23z_min=17^ocos³в=17cos³30^o=11

Так как z₁=23z_min+2)=13, то зубчатые колеса косозубой передачи изготавливаются без смещения исходного контура (x₁=x₂=0)

Число зубьев колеса

Z₂=Z_s-Z₁ =174-23=151

8. Уточнение передаточного числа

u_ф=z₂/z₁=151/23=6,56

Отклонение от заданного передаточного числа

?u=100==3%

9. Уточнение угла наклона зубьев

Cosв=m_n(z₁+z₂)/2a_w=2*(23+151)/2 *200=0,87

в=29,54^o

10. Определение размеров зубчатых колёс

Делительные диаметры:

Шестерни d₁=m_nz₁/cos=2*23/0,87=52,8мм

Колеса d₂=m_nz₂/cos=2*151/0,87=347,2 мм

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни d_a1=d₁+2m_n=52,8+2*2=56,8 мм

Колеса d_a2=d₂+2m_n=347,2+2*2=351,2 мм

Диаметры впадин зубьев:

Шестерни d_f1=d₁-2,5m_n=52,8-2,5*2=47,8 мм

Колеса d_f2=d₂-2,5m_n=347,2-2,5*2=342,2мм

Ширина зубчатого венца:

Колеса b₂=80 мм

Шестерни b₁= b₂+5=80+5=85 мм

11. Не считаем

12. Определение усилий в зацеплении

Окружная сила

F_t=2000T₁/d₁=2000*119,67/52,8=4533 H

Радиальная сила

F_r= F_t tg/cos=4533 tg20^o/cos30^o=1875 H

Осевая сила

F_a= F_t tg=4533*0,58=2629,1 H

13. Проверочный расчет передачи на контактную прочность



Где Z_Е=190 МПа^1/2-коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес;

Z-коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий. Для косозубых колес Z=

Где

Z_Hкоэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

Z_H=

Где -делительный угол профиля в торцевом сечении

=arctg(tg20^o/cos)= 22,3?

-основной угол наклона зубьев



K_H-коэффициент нагрузки

K_H=K_{Hv *}K_HK_H

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

При

K_H=1,095

K_Hv-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Окружная скорость колес

V=d₁n₁/60000=*52,8*727/60000=2м/с

Для шевронной передачи назначаем 8-ю степень точности K_Hv=1,04

K_H-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. При v=2м/с

K_H=1,07

Тогда K_H=1,095*1,04*1,07=1,2

Условие прочности соблюдается

Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений

14. Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе



Где К_F-коэффициент нагрузки;

Y_FS-коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

Y_FS=3,47+13,2/z_v-27,9x/ z_v+0,092x²

Xкоэффициент смещения, x₁=x₂=0

z_vэквивалентное число зубьев колес;

z_v1= z₁/cos³=23/ cos³10=35

z_v2= z₂/cos³=151/ cos³10=173

Для шестерни Y_FS1=3,47+13,2/35=3,88

Для колеса Y_FS2=3,47+13,2/173=3,55

-коэффициент,учитывающий наклон зуба

=1-в^о/120 = 1-30/120 = 0,754

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев

=1/=1/1,72=0,575

Коэффициент нагрузки

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. При v=2м/с и 8-й степени точности =1,08

-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

=1+1,5(-1)= 1,25



-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, ==1,1

Тогда =1,11*1,24*1,07=1,49

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

<[₁ и <[₂

Условие прочности выполняется.

Предварительный расчет валов.

Ведущий вал:

Принимаем d₁=30мм

d₂ = d₁+24мм=30+4=34мм

Выбор манжеты.

По d₂ выбираем манжету резиновую армированную типа 1

Манжеты - 42х62, h=10мм

ГОСТ 8752-79

d₃= d₂+24мм=34+1=35мм

Выбор подшипников.

Выбираем подшипники роликовые радикальные с короткими цилиндрическими роликами типа 2000 из серии диаметров 3

d=45мм, D=100мм, B=25мм, r=r₁=2,5мм

ГОСТ 8328-75

d₄= d₃+56мм=35+5=40мм

Ведомый вал:

Принимаем d₁=64мм

d₂ = d₁+26мм=64+6=70мм

Выбор манжеты.

По d₂ выбираем манжету резиновую армированную типа 1

Манжета 56х80, h=10мм

ГОСТ 8752-79

d₃= d₂+26мм=70+5=75мм

Выбор подшипников. электродвигатель привод редуктор

Выбираем подшипники роликовые радикальные с короткими цилиндрическими роликами типа 42000 серии диаметров 3

d=60мм, D=130мм, B=31мм, r=r₁=3,5мм

ГОСТ 8328-75

d₄= d₃+56мм=75+5=80мм

d₅= d₄+1012мм=80+5=85мм

Размещено на Allbest.ru

...