Кинематический расчет привода.

Кинематический расчет привода.

Исходные данные:

 

Подбор электродвигателя.

Определим мощности на выходе: ,

где n_вых = 100 об/мин – частота вращения выходного вала;

– вращающий момент на выходном валу;

Определение суммарного КПД привода:

- где – КПД ременной передачи,

- – КПД одной пары подшипников,

- – КПД одной закрытой цилиндрической передачи, ;

- – КПД закрытой муфты, .

Определение требуемой мощности двигателя:

Определение ориентировочной асинхронной частоты вращения вала двигателя

Где u_р= 1,5 –передаточное отношение ременной передача;

- u_т = 4 – передаточное отношение цилиндрической передачи (тихоходной);

- u_б = 5– передаточное отношение цилиндрической передачи (быстроходной).

Выбираем асинхронный электродвигатель типа 4АМ160S2У3, мощность которого

P = 15кВт, асинхронная частота вращения вала двигателя n_ЭД = 2940об/мин.

Определение передаточных отношений ступеней привода.

Определяем суммарное передаточное отношение привода:

Разбираем суммарное передаточное отношение по ступеням:

· Требуемое передаточное отношение ременной передачиu_р = 29,4/20= 1,47;

· передаточное отношение цилиндрической передачи (тихоходной)

· передаточное отношение цилиндрической передачи (быстроходной)

Распределив общее передаточное число привода по ступеням, определяем его расчетное значение. Отклонение от требуемого не должно превышать 4%.

Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.

Значения скорости:

Значения мощности:

 

Значения вращающего момента:

Предварительный расчет валов.

Диаметр вала из условия прочности на кручение по формуле пониженных допускаемых напряжениях.

,

где допускаемое условное напряжение при кручении, МПа. Которое ориентировочно принимается .

,

,

.

Назначаем диаметры валов из ряда стандартных значений , ,

 

Ременная передача

Исходные данные:

· Передаточное отношение .

· Передаваемая мощность .

· Частота вращения вала электродвигателя .

· Тип ремня-прорезиненный.

· Тип ременной передачи - плоскоременная.

Расчет ременной передачи

Вращающий момент.

 

Диаметр меньшего (ведущего) шкива.

мм.

Выбираем рекомендуемое значение по таблице: .

Диаметр большего (ведомого) шкива.

Выбираем рекомендуемое значение по таблице: .

Уточняем передаточное отношение.

Интервал межосевого расстояния:

Длина ремня:

Длину ремня округляем до ближайшей стандартной длины:

Уточненное межосевое расстояние:

;

мм;

мм;

мм.

мм.

Угол обхвата:

Скорость ремня:

м/с

Окружная сила:

Н

Выбираем ремень Б-800 с числом прокладок , мм, Н/мм. Проверяем выполнение условия мм, , мм. Условие выполнено.

Коэффициент угла обхвата:

Коэффициент влияния скорости ремня:

Коэффициент режима работы: для передачи к ленточному конвейеру при постоянной нагрузке: =1,0

Коэффициент, учитывающий угол наклона центров передачи: при наклоне до 60° =1,0

Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки:

Н/мм

Ширина ремня:

мм;

- стандартное значение мм.

Предварительное натяжение ремня:

Н.

Натяжение ветвей:

-ведущей: Н;

-ведомой: Н.

Напряжение от силы :

Н/мм²

Напряжение изгиба:

Н/мм²

Напряжение от центробежной силы:

Н/мм²

Максимальное напряжение:

Н/мм²

Проверка долговечности ремня:

- число пробегов: ;

- долговечность: час;

- нагрузка на валы передачи:

Конструирование шкивов.

Материал: Чугун СЧ15

Шероховатость рабочей поверхности мкм

Основные размеры большого шкива:

1. Ширина обода шкива: при ширине ремня мм ширина обода мм

2. Стрела выпуклости: в зависимости от ширины обода определяем стрелу выпуклости мм

3. Толщина обода у края: мм

4. Толщина выступа на внутренней стороне обода для плавного сопряжения его со спицами (рифт): мм.

5. Число спиц: .

6. Длина ступицы шкива: , где - диаметр отверстия вала (примем значение мм), значит мм.

7. Наружный диаметр ступицы: , значит мм.

8. Соотношение осей эллипса: .

9. Оси эллипса в условном сечении спицы:

мм, где Мпа (для чугуна).Принимаем: мм, мм

10. Размеры осей эллипса в сечении спицы близ обода:

a. мм,;

b. мм.

Основные размеры малого шкива:

1. Ширина обода шкива мм

2. Толщина обода у края: ммТ.к. диаметр меньше 300 мм шкив выполним без спиц с диском толщиной . Примем значение мм

3. Длина ступицы шкива: , где примем мм мм.

4. Наружный диаметр ступицы: ; мм

Межосевое расстояние.

Предварительное межосевое расстояние:

- коэффициент находится в зависимости от сочетания твёрдости зубьев шестерни и колеса, при принимаем .

Уточненное значение межосевого расстояния:

- где , - коэффициент ширины зубчатого венца (несимметричное расположение колёс относительно опор);

- коэффициент нагрузки

o где при окружной скорости

- при 8 степени точности передачи, , в зависимости от коэффициента ширины

Таким образом, уточненное значение межосевого расстояния:

- принимаем стандартное значение межосевого расстояния

Модуль зубчатых колес

Нормальный модуль найдем, определив минимально и максимально возможный модуль:

- принимаем стандартное значение .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

- примем .

Число зубьев шестерни и колеса:

- принимаем ,

.

Фактическое передаточное число:

Отклонение от требуемого значения

Расчет на выносливость

Проверочный расчёт на контактную выносливость:

- для прямозубых передач

Проверочный расчёт на выносливость при изгибе:

Коэффициент нагрузки

Определяем диаметры делительных окружностей:

Проверка

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

Определим:

- окружную силу

- радиальную силу

- осевую силу

Удельная окружная динамическая сила.

- где _Н – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев. Значения д_Нпри расчете на контактные и изгибные напряжения различны; g₀ – коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса; v – окружная скорость, м/с.

Отсюда удельная окружная динамическая сила равна:

.

Удельная расчетная окружная сила в зоне ее наибольшей концентрации по формуле.

(3.5.1)

.

Определим K_Hv:

=

По формуле определим ω_Ht:

Для полюса зацепления расчетное контактное напряжение определяется по формуле:

,

- где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления; при Х=0

- Х_У =0 =20⁰, =1,77 cos в;

- - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес (Е_пр – приведенный модуль упругости материала зубчатых колес, v - коэффициент Пуассона); для стальных колес ; - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий; для прямозубых передач ; для косозубых и шевронных при ; - удельная расчетная окружная сила, Н/мм.

Учитывая, что Z_H=1,77·cos11⁰²⁸’=1,71; Z_M=275.

- где .

Недогрузка 1,9% < в пределах нормы.

Проверка по напряжениям изгиба:

Находим значение коэффициента в зависимости от числа зубьев: Y_F1=3,9, Y_F2=3,6.

Эквивалентное число зубьев шестерни и колеса:

.

Расчет производим по шестерне.

При

;

Определили: . =0,006; g₀=73.

,

Из выражения (3.5.1):

.

Напряжение изгиба определяем по формуле (3.5.2):

< .

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

 

Межосевое расстояние.

Предварительное межосевое расстояние:

a

w

=

K

(

u

I

+

)

T

u

I

- коэффициент находится в зависимости от сочетания твёрдости зубьев шестерни и колеса, при принимаем .

a

w

=

K

(

u

I

+

)

T

u

I

=

(

+

)

=

,

мм

Уточненное значение межосевого расстояния:

a

w

=

K

a

×

(

u

I

+

)

×

K

H

×

T

[

s

]

H

×

u

I

×

y

b

a

- где , - коэффициент ширины зубчатого венца (несимметричное расположение колёс относительно опор);

- коэффициент нагрузки

o где при окружной скорости

o

V

=

p

a

w

n

u

I

*

(

u

I

+

)

=

*

,

*

,

*

*

*

*

(

+

)

=

,

при 8 степени точности передачи,

, в зависимости от коэффициента ширины

y

b

d

=

,

×

y

b

a

×

(

u

+

)

=

,

×

,

×

(

+

)

=

,

Таким образом, уточненное значение межосевого расстояния:

При

K

H

=

,

×

,

×

,

=

,

a

w

=

×

(

+

)

×

,

×

,

×

×

,

=

,

- принимаем стандартное значение межосевого расстояния .

Модуль зубчатых колес

Нормальный модуль найдем, определив минимально и максимально возможный модуль:

m

m

i

n

=

K

m

K

F

×

T

×

(

u

I

+

)

a

w

×

b

×

s

[

]

F

=

,

×

×

(

+

)

×

×

,

=

,

мм.

m

m

a

x

=

×

a

w

×

(

u

I

+

)

=

×

×

(

+

)

=

,

мм.

- принимаем стандартное значение .

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса:

z

S

=

z

+

z

=

×

a

w

m

n

=

×

=

- примем .

Число зубьев шестерни и колеса:

z

=

z

å

u

+

=

+

=

.

Фактическое передаточное число: .

Расчет на выносливость

Проверочный расчёт на контактную выносливость:

s

H

=

z

s

a

w

u

f

K

H

T

(

u

f

+

)

b

=

×

,

×

×

(

+

)

=

,

- для прямозубых передач

Проверочный расчёт на выносливость при изгибе:

 

 

Коэффициент нагрузк

K

F

=

K

F

V

×

K

F

b

×

K

F

a

=

,

×

,

×

,

=

,

Определяем диаметры делительных окружностей: