Энергетический и кинематический расчет привода

Энергетический и кинематический расчет привода

 

Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:

 

P_p=F_tV=3,1×0,8=2,48 кВт,

 

где F_t – тяговое усилие на барабане, кН;

V – окружная скорость

Мощность, потребляемая электродвигателем:

 

P_эп=Р_р/h=2,48/0,879=2,821 кВт,

 

где h - общий К.П.Д. привода:

 

h=h₁h₂⁴h₃²h₄=0,98×0,995⁴×0,92×0,995=0,879

 

где h_пк, h_м, h_кп, h_цп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.

Определяем частоту вращения приводного вала:

 

n_р=60000×V/(p×D)=60000×0,8/(3,14×225)=67,9 мин^-1.

 

Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:

 

n_эж=n_р×U₀=67,9*10=679 мин^-1,

 

где U₀ – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],

U₀=U_бпо×U_тпо=2,5×4=10,

 

где U_бпо, U_тпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].

Исходя из вычисленных значений Р_эп и n_эж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения n_эдс=710 мин^-1 и мощностью Р_эд=3,0 кВт.

Определяем передаточное число привода:

 

U₀=n_эда/n_p=710/67,9=10,45.

 

Разбиваем U₀ на передаточные числа:

 

U_тп=U₀/U_бп=10,45/2,5=4

 

где U_бп=2.5 – передаточное число быстроходной передачи;

Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:

 

n₁=710 мин^-1,

n₂=n₁/U_бп=710/2.5=284 мин^-1,

n₃=n₂/U_тп=284/4=71 мин^-1,

 

Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:

 

Р₁=Р_эп×h_м =2,8×0.995=2.786 кВт;

Р₂= Р_эп ×h_к.п×h_пк×h_м=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;

Р₃=Р₂×h_к.п=2.633*0.98=2.58 кВт;

 

Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:

w₁=p×n₁/30=3,14×710/30=74.35 с^-1;

w₂=p×n₂/30=3,14×284/30=29.74 с^-1;

w₃=p×n₃/30=3,14×71/30=7.43 с^-1.

 

Определяем крутящие моменты на валах привода по:

 

Т₁=Р₁/w₁=2786/74.35=37.47 Н×м;

Т₂=Р₂/w₂=2633/29.74=88.53 Н×м;

Т₃=Р₃/w₃=2580/7.43=347.24 Н×м;

 

w1	w2	w3	Т1	Т2	Т3
74.35 с-1	29.74 с-1	7.43 с-1	37.47 Н×м	88.53 Н×м	347.24 Н×м

Проектный расчет передачи

 

Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])

 

=0.85(4+1) =125

 

y_ba =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].

 

Y_bd=0.5*y_ba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни

 

K_Hb=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от Y_bd (рис.8.15, с.130 [2])

Определяем ширину колеса:

 

мм

 

Определяем модуль:

 

,

 

где Y_m=30 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2])

По таблице 8.1 назначаем =1.5мм

Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах:

b=9^o

Определяем суммарное число зубьев:

 

 

Находим число зубьев:

 

 

Уточняем значения делительных диаметров:

 

= мм

= мм

 

Определяем диаметры вершин:

 

 мм

 мм

 

Определяем ширину шестерни:

 

 мм

3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]):

 

,

 

где K_H=K_HVK_Hb - коэффициент нагрузки

K_Hb=1.03

K_HV – коэффициент динамической нагрузки

 

 м/c

 

Назначаем девятую степень точности. Принимаем K_HV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).

 

 

-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):

 

,

 

где K_Ha=1.03 – в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])

По формуле (8.25[2]):

 

=

-коэффициент торцового перекрытия.

 

 

 МПа

 мПа

 

Определяем недогрузку:

 

 

3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба

 

,

 

где Y_FS – коэффициент формы зуба

Z_Fb - коэффициент повышения прочности зуба

K_F – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения Y_FS определим  и :

 

По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от  и  находим  и : =3.8, =3.75

 

 МПа

МПа

 

Так как 65.8<95.5, то принимаем Y_F=3.75

Определяем Y_Fb (8.34,с.150,[1]):

 

,

 

где по таблице 8.7[2] K_Fa=1.35

 

 

Найдём K_F:

 

,

 

где K_Fb=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])

 

K_FV=1.04 (табл.8.3, с.131, [2])

Находим окружное усилие:

 

 Н

 

Определяем напряжение:

 

 мПа

 мПа

 

Условие прочности выполняется.

 

3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи

 

Ранее были определены мм, мм, b=50 мм.

Определяем диаметры вершин:

 

 мм

 мм

 

Диаметр впадин зубьев:

 

 мм

 мм

 

Расчет валов

 

Проектный расчет валов

 

Произведём расчёт быстроходного вала:

Определим выходной конец вала:

 

,

 

где T₁=34.47Нм

 

 мм

 

Согласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя:  мм

Принимаем: d=25 мм, диаметр вала под подшипники мм.

Рассчитаем промежуточный вал:

Диаметр ступени для установки на неё колеса:

 

,

 

где T_пр=88.53 Нм

 

мм

 

Принимаем d_к=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса d_бк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников d_п=30 мм.

Расчёт тихоходного вала.

Назначаем материал: Сталь 45.

Термообработка: улучшение.

Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:

 

 МПа

 МПа

 

Определяем диаметр выходного конца вала:

 

мм, где МПа

 

Выбираем диаметры вала:

d=40 мм – диаметр в месте посадки муфты

d_п=50 мм – диаметр в месте посадки подшипников

d_к=55 мм – диаметр в месте посадки колеса

Выбор подшипников качения

 

Расчет шпоночных соединений

 

Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок.

 

диаметр	сечение шпонки		рабочая длина	крутящий момент
вала, мм	b	h	шпонки lр, мм	на валах Т, H*м
25	8	7	40	37.47
34	10	8	30	88.53
40	12	8	58	347.24
55	16	10	60	347.24

 

Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие:

 

. Условие прочности:

 

а)

 

б)

 

в)

 

г)

Выбор муфт

 

Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.

 

T, H*м	d, мм	D, мм	L, мм
63	25	100	104

 

Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]):

 

 Мпа

 

где  мм – диаметр окружности, на которой расположены пальцы

z=6 – число пальцев

 - диаметр пальца

 - длина резиновой втулки

 

 Мпа

 Мпа

 

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55):

 

T, кH*м	d, мм	D0, мм	b, мм
710	40	110	12

 

Условие прочности:

Мпа

 

,

Где b-длина зуба

Муфты отвечают условиям прочности.

 

Смазка редуктора

 

Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе.

Так как скорости колёс V<12…15м/с их смазывание производится погружением в масляную ванну. По рекомендации глубина погружение тихоходного колеса обычно не превышает 0,25 его радиуса.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .

Объём заливаемого масла определяем по формуле:

 

,

 

где  - внутренняя длина редуктора

 - внутренняя ширина редуктора

 - высота масла в редукторе

 л.

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.

 

Заключение

 

Для изготовления шестерен и колёс, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, была выбрана легированная сталь 40Х и назначена термообработка: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, , ; для колес – улучшение 230…260 HB. Для тихоходной ступени были произведены проверочные расчёты на усталость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Все условия прочности соблюдаются:  мПа - по контактным напряжениям,  мПа - по напряжениям изгиба.

При расчёте тихоходного вала было установлено, что все условия прочности и жёсткости выполняются: запас сопротивления усталости , суммарный максимально возможный прогиб  мм.

Выбранные шпонки были проверены по напряжениям смятия, все они удовлетворяют допустимым значениям.

 

Список используемых источников

 

1. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование.- “Технопринт”, Минск, 2000.

2. Иванов М.Н. Детали машин. - ”Высшая школа”, М., 1984.

3. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн., 1986.

4. Шейнблинт A.E. Курсовое проектирование деталей машин. - ”Высшая школа”, М., 1991.

5. Анурьев B.И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.

Энергетический и кинематический расчет привода

 

Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:

 

P_p=F_tV=3,1×0,8=2,48 кВт,

 

где F_t – тяговое усилие на барабане, кН;

V – окружная скорость

Мощность, потребляемая электродвигателем:

 

P_эп=Р_р/h=2,48/0,879=2,821 кВт,

 

где h - общий К.П.Д. привода:

 

h=h₁h₂⁴h₃²h₄=0,98×0,995⁴×0,92×0,995=0,879

 

где h_пк, h_м, h_кп, h_цп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.

Определяем частоту вращения приводного вала:

 

n_р=60000×V/(p×D)=60000×0,8/(3,14×225)=67,9 мин^-1.

 

Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:

 

n_эж=n_р×U₀=67,9*10=679 мин^-1,

 

где U₀ – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],

U₀=U_бпо×U_тпо=2,5×4=10,

 

где U_бпо, U_тпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].

Исходя из вычисленных значений Р_эп и n_эж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения n_эдс=710 мин^-1 и мощностью Р_эд=3,0 кВт.

Определяем передаточное число привода:

 

U₀=n_эда/n_p=710/67,9=10,45.

 

Разбиваем U₀ на передаточные числа:

 

U_тп=U₀/U_бп=10,45/2,5=4

 

где U_бп=2.5 – передаточное число быстроходной передачи;

Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:

 

n₁=710 мин^-1,

n₂=n₁/U_бп=710/2.5=284 мин^-1,

n₃=n₂/U_тп=284/4=71 мин^-1,

 

Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:

 

Р₁=Р_эп×h_м =2,8×0.995=2.786 кВт;

Р₂= Р_эп ×h_к.п×h_пк×h_м=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;

Р₃=Р₂×h_к.п=2.633*0.98=2.58 кВт;

 

Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:

w₁=p×n₁/30=3,14×710/30=74.35 с^-1;

w₂=p×n₂/30=3,14×284/30=29.74 с^-1;

w₃=p×n₃/30=3,14×71/30=7.43 с^-1.

 

Определяем крутящие моменты на валах привода по:

 

Т₁=Р₁/w₁=2786/74.35=37.47 Н×м;

Т₂=Р₂/w₂=2633/29.74=88.53 Н×м;

Т₃=Р₃/w₃=2580/7.43=347.24 Н×м;

 

w1	w2	w3	Т1	Т2	Т3
74.35 с-1	29.74 с-1	7.43 с-1	37.47 Н×м	88.53 Н×м	347.24 Н×м