Кинематический и энергетический Расчёт привода

РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ЗАКРЫТОЙ КОНИЧЕСКАЯ ПЕРЕДАЧИ

 

 

Исходные данные:

Т₃=437,247 Нм;

ω₂=90,899 с^-1;

ω₃= 22,724 с^-1;

u =4;

вид нагрузки- стационарный;

реверсивность - не реверсивный;

t_p =8000 ч.

 

Выбор механических характеристик материала передачи и определение допускаемых напряжений

 

3.1.1 Выбор материала, термообработки и твёрдости. (таблица 5.2 [3])

Шестерня: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);

Сталь улучшенной обработки, твёрдость заготовки НВ 240, предел прочности σ_в = 780 МПа, предел текучести σ_т = 540 МПа, предел выносливости σ_-1 = 335 МПа;

Колесо: сталь 45 (ГОСТ 1050 – 88);

Сталь нормализованной обработки, твёрдость заготовки НВ 180,предел прочности σ_в = 600 МПа, предел текучести σ_т = 320 МПа, предел выносливости σ_-1 = 260 МПа.

 

3.1.2 Число циклов нагружения зубьев при стационарном нагружении механизма

для зубьев шестерни

N₁=60·n₁·t_p=60·868,026 ·8000=69888000

 

для зубьев колеса

N₂=60·n₂·t_p=60·217·8000=17472000

 

 

3.1.3 Контактное напряжение

для шестерни

 

для колеса

 

где σ_Hlimb1 – предел выносливости зубьев при контактном напряжении, МПа

для шестерни

σ_Hlimb1 = 2 НВ₁ + 70 = 2∙240 + 70 = 550 МПа

 

для колеса

σ_Hlimb2 = 2 НВ₂ + 70 = 2∙180 +70 = 430 МПа

 

S_Н – коэффициент запаса прочности, S_Н = 1,1;

К_НL – коэффициент долговечности:

для шестерни

К_НL1= =1

 

для колеса

 

К_НL2= =1

 

где N_НО-базовое число циклов нагружения зубьев,

для шестерни

N_НО1=30∙НВ^2,4=30∙240^2,4=15474913,67≤12∙10⁷

 

для колеса

N_НО2=30∙НВ^2,4=30∙180^2,4=7758455,4≤12∙10⁷

 

для шестерни

= 500 МПа

 

для колеса

= 391 МПа

 

Принимаю меньшее из допускаемых напряжений МПа

 

3.1.4 Напряжение изгиба

для шестерни

 

для колеса

 

где - предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, МПа

для шестерни

= 1,75 ∙ НВ₁ = 1,75 ∙ 240 = 420 МПа

 

для колеса

= 1,75 ∙ НВ₂ = 1,75 ∙ 180 = 315 МПа

 

S_F – коэффициент безопасности, S_F = 1,6;

K_FC – коэффициент реверсивности, К_FC = 1,0;

К_FL – коэффициент долговечности,

 

К_НL1= =1

 

К_НL2= =1

где N_FO - базовое число циклов нагружений, N_FO=4·10⁶;

= 262,5 МПа

 

= 197 МПа

 

Определение конструктивных размеров зубчатых колёс и выполнение рабочего чертежа зубчатого колеса

 

3.3.1 Обод

- внешние углы зубьев притупляются фаской:

с≈ 0,5 ∙ m_e = 0,5 ∙ 7,88= 3,94 мм

 

- внешний диаметр вершин зубьев

для шестерни d_ае1=172,89 мм;

для колеса d_ае2=633,81 мм;

- толщина S определяется по формуле:

S = 2,5 ∙ m_e + 2 мм = 2,5 ∙ 7,88 +2 = 21,7 мм

 

- ширина базового торца зубчатого венца

b_т = (1,0…1,1) ∙ S = 1 ∙ 16 = 21,7 мм

 

- ширина зубчатого венца b = 90 мм

 

3.3.2 Диск

- толщина диска “C” для конструкции зубчатых колёс принимается из соотношения С ≥ 0,25 ∙ b,C = 18 мм;

 

3.3.3 Конструирование ступицы

для колеса

- внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала d_в,

т.е. d_ст= d_в=42 мм;

 

- наружный диаметр ступицы

d_ст = 1,55∙ d_в =1,55 ∙ 42 = 65,1 мм по Ra40 d_cт = 66 мм

 

- длина ступицы

l_cт = (1,2…1,5) ∙ d_в = 1,4 ∙ 42=58,8мм

 

для шестерни

- внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала d_в,

т.е. d_ст= d_в=24 мм;

- наружный диаметр ступицы

d_ст = 1,55∙ d_в =1,55 ∙ 24 = 37,2 мм по Ra40 d_cт = 38 мм

 

- длина ступицы

 

l_cт = (1,2…1,5) ∙ d_в = 1,4 ∙ 24=33,6мм

 

РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

 

Компоновка редуктора

Рисунок 2. Эскизная компоновка редуктора

 

B₁=30 мм; b=90 мм; В₂=122,5 мм;

 

l₁=

 

 

 

;

 

 

l₄=

 

Выполнение пространственной схемы сил, действующих на валы редуктора

 

Рисунок 3. Пространственная схема сил, действующих на валы редуктора.

 

 

ВЫБОР МУФТЫ

 

 

Муфты подбираю по расчётному крутящему моменту и диаметрам соединяемых концов валов.

Расчётный крутящий момент

 

Т_р = К_р ∙ Т ≤ [Т],

 

где Т – крутящий момент передаваемый валом, Т = 438 Н∙м;

К_р – коэффициент режима работы, К_р = 1,15…1,2,

для ленточных транспортёров, вентиляторов и воздуховодов, принимаем К_р = 1,2;

[Т] – номинальный крутящий момент, который может передавать муфта определённого размера, принимаем [Т] = 710 (таблица 2.6 [3]).

 

Т_р = 1,2 ∙ 438 = 525,6 Н∙м ≤ 710 Н∙м

 

По полученным данным по таблице 2.6 [3] принимаю

Основные параметры муфты: D = 190 мм; L = 226 мм; l = 110 мм;

Радиальное смещение н, не более 2 мм.

Рисунок 7. Упругая втулочно-пальцевая муфта.

КОНСТРУИРОВАНИЕ ШКИВА.

Шкивы ременных передач при окружных скоростях до 30 м/с изготавливают литыми из чугуна Сч 15. Шкив состоит из обода, на который надевается ремень; ступицы, которой шкив устанавливается на вал; диска или спиц, соединяющих обод со спицами.

3.1. Конструирование обода:

 

Ширина обода шкива В согласно (ГОСТ 23831-79) принимается, мм:

 

 

Принимаем ближайшее значение В = 32 мм из стандартного ряда (ГОСТ 7383-73).

Обод шкива для приводных клиновых ремней нормальных сечений с размерами конструктивных элементов канавок показан на рис.3.1. Размеры профиля канавок шкивов должны соответствовать указанным на рис.3.1 и табл.1.16.[2].

 

Рисунок 8 - Размеры профиля канавок приводных клиновых ремней нормальных сечений.

 

Ширина обода шкива клиноременных передач определяется по формуле:

 

,

где К – число ремней в передаче,

значения е и f приведены в табл. 1.16.[2].

 

 

Наружный диаметр шкива клиноременной передачи вычисляют по формуле:

 

; для выбранного d_р α=36°.

Наружная ширина канавки шкива К*:

 

 

Толщина обода для чугунных шкивов:

 

 

3.2. Конструирование диска:

 

Толщина диска шкива С принимается:

 

 

3.3. Конструирование ступицы:

 

Т.к. рассчитываемый нами ведущий шкив насажен на вал двигателя, то диаметр вала рассчитаем из условия прочности, увеличив его на 10%, учитывая ослабление шпоночным пазом.

 

По табл. 1.3. [4] принимаем стандартный диаметр 28 мм.

 

Длина ступицы:

 

 

Диаметр ступицы для чугунных шкивов:

 

 

Острые кромки на торцах ступицы и углах обода притупляют фасками, размеры которых зависят от диаметра ступицы и определяются по табл.1.17.[2].

Для нашего расчетного диаметра ступицы размеры фаски f = 1,2 мм.

 

СМАЗКА РЕДУКТОРА

 

 

Для обеспечения достаточной смазки коническое колесо погружают в масло на высоту зуба. Сорт масла выбирают по кинематической вязкости масла.

При смазывании окунанием объйм масляной ванны принимают из расчёта 0,5…0,8 масла на 1 кВт предаваемой мощности.

 

V_м.в.= (0,5…0,8)∙Р=0,65∙10,56=6,9 м³

где Р – предаваемая мощность, кВт;

Выбираем масло: И-Г-А-68

Расшифровка: И- индустриальное масло;

Г – применяется для гидравлических систем;

А – масло без присадок

68 – класс кинематической вязкости,

т.е. кинематическая вязкость 61…75 мм²/с

 

 

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

 

 

1 Сметанин А.С., Энергетический и кинематический параметры приводов машин: методические указания и справочные материалы к курсовому проектированию / А.С. Сметанин, Е.О. Орленко, Е.А. Богданов, Т.В. Цветкова.-

2 издание,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2006.- 61 с.

2 Е.А. Богданов, А.С. Сметанин, Е.О. Орленко, Расчёт и конструирование механических передач с гибкой связью: методические указания и справочные материалы к курсовому и дипломному проектированию: -2 издание,- Архангельск: Издательство АГТУ, 2004.- 73 с.

3 Прокофьев Г.Ф. Механические передачи: учебное пособие / Г.Ф. Прокопьев, Н.И. Дундин, Н.Ю. Микловцик. – Архангельск: Изд-во Арханг.гос.техн.университета,2005.- 210 с.

4 Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Валы и оси. Муфты. Шпоночные и шлицевые соединения: Учебное пособие. – Архангельск: Изд-во Арханг. гос. техн. ун-та, 2003. – 104 с.

5 Прокофьев Г.Ф., Дундин Н.И., Микловцик Н.Ю. Подшипники. Смазка и смазочные устройства. Уплотнения: Учебное пособие. – Архангельск: Изд-во Арханг. гос. техн. ун-та, 2004.- 140 с.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

 

 

Кинематический расчет привода сводится к выбору электродвигателя, к определению скоростей, условных мощностей и крутящих моментов на валах.

По величине крутящего момента ведут проектный расчёт передач, определяют размеры деталей привода, подбирают стандартные изделия, проверяют на прочность как проектируемые детали, так и стандартные изделия.

 

1.1 Мощность на рабочем валу машины

 

Р_рв= 8,5 к Вт

 

1.2 Определяем общий КПД привода

 

η= η_кзп· η_рем· η_под· η_м=0,96·0,96·0,99²·0,98=0,885

 

где η_кзп - КПД конической зубчатой передачи;

η_рем - КПД ременной передачи;

η_под - КПД подшипников качения;

η_м – КПД муфты.

 

1.3 Мощность на валу электродвигателя

 

кВт

 

Выбираем мощность электродвигателя Р_э=11 кВт (таблица 2[1]) и принимаем передаточные числа u_кзп=4 и u_рем=1,5,

где u_кзп – передаточное число конической зубчатой передачи;

u_рем – передаточное число ременной передачи.

 

1.4 Частота вращения рабочего вала

 

об/мин

 

1.5 Ориентировочная частота на входном валу привода

 

n' =n_рв· u_кзп· u_рем=225·4·1,5=1350 об/мин

 

Согласно полученному значению n' подходит электродвигатель с n _э=1447мин^-1.

Подбираем по расчётной мощности и частоте вращения электродвигатель асинхронный в закрытом исполнений АИР180S2.

 

11 кВт; 1447 мин^-1

 

Основные параметры электродвигателя АИР180S2 приведены в таблице 1.

Таблица 1 Основные размеры электродвигателя АИР112МВ, мм

l1

l10

l30

l31

d1

d10

d30

b1

b10

h

h1

h10

h31

 

1.6 Уточняем передаточные числа передач привода. Определяем фактическое передаточное число привода

 

 

 

1.7 Частота вращения валов привода

 

n _э=1447 мин^-1;

 

n ₁= мин^-1

 

n ₂= мин^-1

 

n _пр= n ₂=217 мин^-1

 

где n ₁, n ₂, - частота вращения соответствующих валов привода.

 

1.8 Условные скорости на валах привода

 

ω_э== с^-1

 

ω₁= c^-1

 

ω_пр=ω₂= с^-1

 

1.9 Мощности на валах привода

 

P_э=11 кВт;

 

Р₁= Р_э· η_рем=11·10³·0,96=10,56 кВт

 

Р₂= Р₁· η_кзп· η²_под=2880·0,96·0,99²= 9,936кВт

 

Р₄= Р₃·η_м= 9,936·0,98= 9,737кВт

 

 

1.10 Крутящие моменты

 

Т_э= Нм;

 

Т₁= Нм

 

Т₂= Нм

 

Т_пр= Нм

 

Результаты расчётов сводим в таблицу 2

Таблица 2 Параметры привода

P	n	ω	Т
Р1=11 кВт	n1=1447 мин^-1	ω 1=151,529 c^-1	Т1=72,593 Н·м
Р2=10,56 кВт	n2=868,026 мин^-1	ω 2=90,899 c^-1	Т2=116,173 Н·м
Р3=9,936 кВт	n3=217 мин^-1	ω 3=22,724 c^-1	Т1=437,247 Н·м
Р4=9,737 кВт	n4=217 мин^-1	ω 4=22,724 c^-1	Т1=428,49 Н·м

 

2. РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ.

 

Исходные данные:

Р₁=11кВт – мощность на ведущем валу,

Т₁=72,593 H*м – вращающий момент на валу ведущего шкива,

U_р.п.=1,667 – передаточное число ременной передачи,

n₁=1447мин^-1 – частота вращения ведущего вала,

- угол наклона передачи,

Характер нагрузки легкий;

Число смен работы-1.

 

 

Рисунок 1: Схема клиноременной передачи

 

2.1. Расчетная передаваемая мощность

где С_р- коэффициент динамической нагрузки режима работы, С_р =1

кВт.

2.2. По номограмме, по расчетной передаваемой мощности и частоте вращения малого шкива, определяем сечение клиновых ремней- В(Б);

 

 

2.3. Для выбранного сечения клинового ремня:

W_р= 14 мм- расчетная ширина;

W= 17 мм- ширина;

Т= 11 мм- высота;

S= 138 мм- площадь поперечного сечения ремня;

m_n= 0,18 кг- масса 1 м;

2.4. Расчетный диаметр меньшего шкива

мм

Выбираем расчетный диаметр меньшего шкива.

d_pl = 125 мм -минимальный расчетный диаметр

3.5. Передаточное отношение

2.6. Расчетный диаметр большего шкива

мм

где - коэффициент относительного скольжения, для клиноременных и поликлиноременных передач;

Принимается ближайшее стандартное значение d_p2= 232 мм

2.7. Фактическое передаточное отношение

2.8. Минимальное межосевое расстояние

мм.

2.9. Максимальное межосевое расстояние

мм

Принимается межосевое расстояние из условия a_min< a < a_max a=400 мм

2.10. Расчетная длинна ремня

мм

Округляем значение до стандартного мм

2.11. Фактическое межосевое расстояние

мм

2.12.Угол обхвата ремнем меньшего шкива

Должно быть выполнено условие

2.13. Условное обозначение выбранного ремня

Ремень В(Б)-1400 ГОСТ1284,1-89

2.14. Скорость ремня

м/с

где n₁=1500 мин^-1 - частота вращения меньшего шкива.

3.15. Номинальная мощность Р₀ передаваемая одним клиновым ремнем для клиноременной передачи Р₀= 10кВт.

2.16. Расчетное число клиновых ремней, необходимое для передачи мощности Р_р

принимаем число ремней = 2,

С_а=0,95 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ремнем малого шкива;

С_К=0,8 - коэффициент, учитывающий, число ремней в передаче определяется по табл.;

С_L=0,9 - коэффициент, учитывающий отношение длины клинового ремня L_p к базовой длине L_о;

Для определения С_К предварительно определяем

Принимаем ближайшее большее целое число клиновых ремней.

 

2.17. Начальное натяжение ветви одного клинового ремня F_о с закрепленными центрами шкивов, Н.

Н

где m_n= 0,18кг - масса 1м ремня

2.18. Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней.

Н

2.19. Силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей, для одного клинового ремня, Н:

Н

Н

2.20. Сила давления на вал комплекта клиновых ремней:

Н

где - угол обхвата меньшего шкива ремнем.

2.21. Напряжение в ремне от силы натяжения ведущей ветви, МПа,

МПа

2.22. Напряжение в ремне от центробежных сил

МПа

для клиновых и поликлиновых ремней 1100…1200 кг/м³.

2.23. Напряжение в ремне от его изгиба на меньшем шкиве для клинового ремня

МПа

2.24. Максимальное напряжение в ремне

Прочность обеспечивается если выполняется условие

2.25. Частота пробегов ремня

с ^-1

Условие долговечности обеспечивается если

2.26 Результаты расчетов сводим в таблицу

Параметры расчета клиноременной передачи Таблица №2

Параметр	Обозначение	Ед. изм.	Знач.	Параметр	Обозначение	Ед. изм.	Знач.
Тип ремня	В(Б)	__		Число ремней	К	шт.
Передаточное отношение	U	_	1,667	Начальное натяжение ремня		Н	434,266
Диаметр ведущего шкива	dP1	мм		Окружная сила		Н	1120,163
Диаметр ведомого шкива	dP2	мм		Сила давления на валы		Н	1716,15
Длина ремня	lP	мм		Угол обхвата ремнем меньшего шкива		^0
Межосевое расстояние	а	мм	400,751	Частота пробегов ремня			7,014
Скорость ремня		м/с	9,82	Сила натяжения ведущей ветви ремня		Н	714,31
Максимальное напряжение в ремне		МПа	9,992	Сила натяжения ведомой ветви ремня		Н	154,225