Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.

Исходные данные

Мощность на ведомом валу, кВт	6,5
Частота вращения ведомого вала, об./мин.	60
Режим работы	тяжелый
Реверсивность	реверсивный
Продолжительность включения, %
Срок службы в годах(L)
Коэффициент использования привода в течение года(КИГ)	КИГ = 0,7
Коэффициент использования привода в течение суток(КИС)	КИС = 0,9

 

Кинематическая схема привода:

1 – электродвигатель
2 – ведущий шкив
3 – ремень
4 – ведомый шкив
5 – редуктор 6– муфта

7 – исполнительный механизм

Введение

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все вышеперечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к приводу ленточного конвеера. Ведущий вал редуктора соединён с валом двигателя ремённой передачей. Ведомый вал редуктора соединён с валом рабочего механизма муфтой.

 

Расчет цилиндрических зубчатых зацеплений.

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние передачи определяют из расчета на выносливость по контактным напряжениям

= (u+1) ,

где K_a = 410 – для шевронных передач; Т₁ -крутящий момент на шестерне, Н∙м; К_Н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66: [1, стр. 11]. На этапе проектного расчёта задаёмся значением коэффициента контактной нагрузки k_Н =1,2. Тогда:

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения [1, стр. 11, табл. 6.1].

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

Для шевронной передачи ширину зубчатого венца колеса принимаем:

Ширину зубчатого венца шестерни принимают на 2…5 мм больше чем . Примем

Определим диаметры окружностей зубчатых колёс:

делительные окружности ,

окружности вершин зубьев ,

окружности впадин зубьев

Силы в зацеплении.

Окружная сила:

Распорная сила:

Осевая сила:

Межосевое расстояние

= (u+1) ,

где K_a = 450 – для прямозубых передач; Т₂ -крутящий момент на шестерне, Н∙м; К_Н – коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент ширины зубчатого венца для прямозубых передач принимаем [1, стр. 11]. На этапе проектного расчёта задаёмся значением коэффициента контактной нагрузки k_Н =1,2. Тогда:

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения [ 1, стр. 11, табл. 6.1].

Силы в зацеплении.

Окружная сила:

Распорная сила:

Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве Т ₀ выбираем ремень В нормального сечения [1, стр. 75, табл. 1,3]. Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d_{0 min} = 125 мм, ширина нейтрального слоя b _p = 14 мм, площадь поперечного сечения одного ремня A = 138 мм², масса 1 погонного метра ремня q_m = 0,18 кг/м [1, стр. 75, табл. 1,3].

Скорость ремня

.

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Число ремней

Зададимся начальным значением Z = 3 и по [1, стр. 78, табл. 3,3] выберем С_Z = 0,95 (коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями). Определим расчетное число ремней

Полученное значение округлим до ближайшего большего целого числа Z = 4. Для этого числа ремней С_Z = 0,9 [1, стр. 78, табл. 3,3]. Подставим С_Z в формулу для и в результате расчета получим . Поскольку окончательно примем Z = 4.

3.8. Сила предварительного натяжения одного ремня

Проектный расчёт валов.

4.1. Расчёт быстроходного вала:

Определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости “zox”:

1. ,

.

2.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости “yox”:

1.

.

2.

.

Выбор опасного сечения

В качестве опасных сечений рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. Как следует из эпюр, к таким сечениям относятся сечения А, С. Из этих двух сечений рассмотрим сечение с наибольшим изгибающим моментом:

;

.

Для сечения А произведём расчёт вала на усталостную прочность.

 

Определение нагрузок

В сечении действуют: изгибающий момент М = Н∙мм, крутящий момент T_I = 94,55 Н∙м, осевая сила Н.

Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой:

Средние нормальные напряжения:

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу (при частом реверсе)

Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определятся по следующим формулам:

σ_-1 = 0,43∙σ_b = 0,43·890 = 383 МПа,

τ_-1 = 0,58∙σ_-1 = 0,58·383 = 222 МПа.

Расчёт промежуточного вала

Определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости “zox”:

1.

2.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости “yox”:

1.

2.

 

Выбор опасного сечения

В качестве опасного сечения рассмотрим сечение, в котором действует наибольший изгибающий момент и имеется концентраторы напряжений. Как следует из эпюр, таким сечением является сечение С. Для этого сечения произведём расчёт вала на усталостную прочность.

Определение нагрузок

Суммарный изгибающий момент

 

В сечении также действуют крутящий момент T_II = 397,35 Н∙м, осевая сила F_a^Т = 0.

Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

.

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу (при частом реверсе)

,

Пределы выносливости

Пределы выносливости легированных сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определятся по следующим формулам:

σ_-1 = 0,35∙σ_b + 100 = 0,35·900 +100 = 415 МПа,

τ_-1 = 0,58∙σ_-1 = 0,58·415 = 240,7 МПа.

Расчёт тихоходного вала

Определение опорных реакций

Опорные реакции в вертикальной плоскости “zox”:

1.

.

2. ,

Опорные реакции в горизонтальной плоскости “yox”:

1.

2.

Опорные реакции при усилии от муфты:

1.

.

2. ,

.

 

Выбор опасного сечения

В качестве опасных сечений рассмотрим сечения, в которых действуют наибольшие изгибающие моменты и имеются концентраторы напряжений. Как следует из эпюр, к таким сечениям относятся сечения А, С. Из этих двух сечений рассмотрим сечение с наибольшим изгибающим моментом:

;

.

Для сечения С произведём расчёт вала на усталостную прочность.

Определение нагрузок

В сечении действуют: изгибающий момент М = Н∙мм, крутящий момент T_III = 1035,032 Н∙м. и осевая сила

Определение напряжений

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

Средние нормальные напряжения

.

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу (при частом реверсе)

,

Пределы выносливости

Пределы выносливости углеродистых сталей при симметричном цикле изгиба и кручения определятся по следующим формулам:

σ_-1 = 0,43∙σ_b = 0,43·890 = 383 МПа,

τ_-1 = 0,58∙σ_-1 = 0,58·383 = 222,14 МПа.

Выбор подшипников.

Параметр осевого нагружения

Определим по [1, стр. 127, табл.2,6]

5.1.2.2. Коэффициент вращения:

При вращении внутреннего кольца подшипника V = 1

5.1.2.3. Коэффициент нагрузки:

Вычислим отношение Учитывая, что принимаем X = 0,56, [1, стр125]

5.1.2.4. Температурный коэффициент:

При рабочей температуре подшипника принимаем

5.1.2.5. Коэффициент безопасности:

Примем, что зубчатая передача имеет 6ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае [1, стр.126, табл. 1.6]

5.1.2.6. Эквивалентная динамическая нагрузка:

5.1.2.7. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке, об:

где m =3 показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

– коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения [1, стр.129, табл. 4,6].

а₁ = 1 – коэффициент надежности по ГОСТ 18855-94 [1, стр. 129].

а₂₃ =0,75 – коэффициент, учитывающий совместное влияние на долговечность качества металла и условий эксплуатации [1, стр. 130, табл. 5.6].

Поскольку то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

 

Расчет шпонок.

6.1. Расчет шпонок для быстроходного вала:

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

= [ ],

где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н×м;

h – высота шпонки; t ₁ – глубина паза на валу; l _р – рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l _р = l – b, здесь l – длина шпонки; b – ширина шпонки, [ ] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при реверсивном приводе [ ]=120 МПа. Для d = 30мм:

Результаты расчета шпонок представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм	t 1,мм	T, Н×м	, МПа
b	h	l	l р
					68,82	56,64

 

Условие выполняется.

6.2. Расчет шпонок для тихоходного вала:

Расчет выполняется как проверочный на смятие по формуле

= [ ],

где T – крутящий момент на участке вала со шпоночным пазом, Н×м;

h – высота шпонки; t ₁ – глубина паза на валу; l _р – рабочая длина шпонки, для шпонок со скругленными торцами l _р = l – b, здесь l – длина шпонки; b – ширина шпонки, [ ] - допускаемое напряжение смятия. Для стальных ступиц при реверсивном приводе [ ]=120 МПа.

Для тихоходного вала выбираем 2 шпонки для двух участков вала d = 53 мм и d = 38 мм:

Результаты расчета шпонок для d = 53 мм представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм	t 1, мм	T, Н×м	, МПа
b	h	l	l р
					264,39	103,93

 

Условие выполняется.

Результаты расчета шпонок для d = 38 мм представлены в виде таблицы.

Размеры шпонки, мм	t 1, мм	T, Н×м	, МПа
b	h	l	l р
					264,39	110,44

 

Условие выполняется.

Выбор масла.

Смазывание зубчатых зацеплений производится окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм.

По [2, стр. 253, табл. 10.8] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях σ_Н = 450,46 МПа и σ_Н = 496,85 МПа; скоростях υ = 2 м/с и υ = 0,92 м/с на быстроходной и тихоходной ступени соответственно, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна . По [2, стр. 253, табл. 10.10] принимаем масло индустриальное И-40А (по ГОСТ 20799-75).

Подшипники смазываем пластичным смазочным материалом, закладываем в подшипниковые камеры при монтаже. Сорт мази УС-2[2, стр. 203, табл.9.14].

 

Сборка редуктора.

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на быстроходный вал надевают распорные втулки, затем насаживают маслоотражательные кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 – 100° С.

на промежуточный вал закладывают шпонки и напрессовывают зубчатые колеса до упора в шестерню; затем надевают распорные втулки и устанавливают роликоподшипники, предварительно нагретые в масле.

в тихоходный вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливаем крышку на корпус с помощью двух штифтов; затягиваем болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают манжетные уплотнения. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец быстроходного вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив ременной передачи.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытание на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

 

 

Заключение.

В процессе работы был разработан привод ленточного конвейера в соответствии с исходными данными. Был применен асинхронный электродвигатель 160S8 c мощностью Р = 7,5 кВт, синхронной частотой вращения n_c = 750. Движение от вала двигателя к ведущему валу редуктора передается посредством клиноременной передачи (u_р.п. = 2). По сравнению плоскоременной клиноременная передача обладает большей тяговой способностью и относительно малыми габаритами. От ведомого вала редуктора движение передаётся к исполнительному механизму с помощью муфты.

 

Список литературы.

 

1. Расчет деталей машин: учебное пособие. Г. Л. Баранов – 2-е изд. переработанное и дополненное. – Екатеринбург: УГТУ-УПИ, 2007.

2. Курсовое проектирование деталей машин: учебное пособие. С.А. Чернавский– 3-е изд., стереотипное. Перепечатка с издания 1987 г. – М.: ООО ТИД «Альянс», 2005.

3.

Г.И. Казанский, А.Г. Черненко, Л.П. Вязкова, С.В. Парышев Методические указания и справочные материалы по курсам: Детали машин и основы конструирования,1991.

Г.Л. Баранов, Ю.В. Песин, Расчет деталей машин, 2005.

Детали машин. Проектирование, Л.В.Курмаз, А.Т. Скойбеда, 2002.

Конструирование узлов и деталей машин, П.Ф. Дунаев, О.П.Леликов.

Детали машин и основы конструирования, М.Н.Ерохин, 2005.

 

 

Исходные данные

Мощность на ведомом валу, кВт	6,5
Частота вращения ведомого вала, об./мин.	60
Режим работы	тяжелый
Реверсивность	реверсивный
Продолжительность включения, %
Срок службы в годах(L)
Коэффициент использования привода в течение года(КИГ)	КИГ = 0,7
Коэффициент использования привода в течение суток(КИС)	КИС = 0,9

 

Кинематическая схема привода:

1 – электродвигатель
2 – ведущий шкив
3 – ремень
4 – ведомый шкив
5 – редуктор 6– муфта

7 – исполнительный механизм

Введение

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все вышеперечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к приводу ленточного конвеера. Ведущий вал редуктора соединён с валом двигателя ремённой передачей. Ведомый вал редуктора соединён с валом рабочего механизма муфтой.

 

Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода.

1.1. Выбор электродвигателя:

Требуемая мощность электродвигателя:

где – мощность на валу исполнительного механизма, = 6,5 кВт;

общий коэффициент полезного действия привода:

Здесь , КПД одной пары подшибников качения, согласно [1, стр. 216, табл.П.2], примем,

Тогда

Для двухступенчатых редукторов: ;

Синхронную частоту вращения двигателя выбираем из диапазона:

По требуемой мощности[1, стр. 216, табл.П.1] выбираем электродвигатель асинхронный 4А132S4 закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 с ближайшей большей стандартной мощностью , синхронной частотой вращения , скольжением и .

1.2. Частота вращения вала двигателя:

1.3. Общее передаточное число привода:

1.4. Передаточное число редуктора и передаточные числа ступеней:

Предварительное передаточное число ременной передачи выбираем из диапазона . Примем . Тогда передаточное число редуктора (предварительное):

Передаточное число быстроходной передачи:

,

где . Примем

Передаточное число тихоходной передачи:

Передаточные числа округлим до ближайших стандартных значений по ГОСТ 2185-66:

Уточненное передаточное число редуктора:

1.5. Передаточное число ременной передачи (уточненное):

1.6. Частоты вращения валов:

1.7. Угловые скорости на валах:

1.8. Мощности на валах:

1.9. Крутящие моменты, передаваемые валами:

Крутящий момент на валу определяется по формуле

Сведем все полученные данные в таблицу 1.1.