Энерго-кинематический расчёт

Содержание

Содержание

Задание

ВВЕДЕНИЕ

ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Выбор электродвигателя

Определение исходных данных для расчёта передач привода

РЕМЁННАЯ ПЕРЕДАЧА

Общие сведения

Основные размеры клиноремённой передачи

Расчёт передачи по тяговой способности

ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА

Общие сведения

Расчёт передачи роликовой цепи

ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА

Общие сведения

Проектировочный расчёт

Проверочный расчёт

Основные размеры червячной передачи

Энергетическая характеристика передачи

Тепловой расчёт редуктора

Графическая компоновка редуктора

Проверка на статическую прочность

Уточнённый расчёт валов на выносливость

Расчёт подшипников качения на долговечность

Расчёт шпоночного соединения

Подбор масла

Корпусные детали редуктора

ЛИТЕРАТУРА

Задание.

 

Рисунок 1. Схема привода скребкового механизма

1 – электродвигатель;

2 – ремённая передача;

3 – редуктор;

4 – цепная передача;

5 – рабочий орган.

Исходные данные:

Окружное усилие звёздочек транспортёра: F_ОКР= 9 кН;

Окружная скорость: V_ОКР= 0.4 м/с;

Диаметр звёздочек: D= 0.3 м.

Сделать чертежи:

1. Привод (вид общий);

2. Редуктор (сборка).

Детали:

1.Вал быстроходный;

2. Колесо червячное;

3. Крышка сквозная;

4. Звёздочка ведомая.

 

ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Выбор двигателя

Мощность рабочего органа

, (1.1)

где F _P.O.-окружное усилие на рабочем органе, кН;

V_P.O. –окружная скорость барабана, м/с.

 

Подставляем в формулу исходные данные и получаем

кВт

Угловая скорость рабочего органа

(1.2)

где Д _P.O. –диаметр барабана, м.

рад/c

Наибольший действующий момент

, (1.3)

кН/м

Рисунок 1.1 График эквивалентных моментов

 

Моменты и время их действия

Т_max=1,5Т_P.O; (1.4)

Т_Н=Т_P.O; (1.5)

Т_min=0,3Т_P.O; (1.6)

 

t₁=0,003t; (1.7)

t₂=0,6t; (1.8)

t₃=0,4t, (1.9)

где t – срок службы привода, лет.

Т_max=1,5 ∙ 0,4=0,6 кН∙м;

Т_Н=0,4 кН∙м;

Т_min=0,3∙0,4=0,12 кН ∙ м;

t₁=0,003 ∙ 8=0,024 года;

t₂=0,6 ∙ 8=4,8 года;

t₃=0,4 ∙ 8=3,2 года.

 

Эквивалентный момент

, (1.10)

где Т_i –крутящий момент действующий на рабочий орган, Н ∙ м;

t_i – время действия соответствующих моментов, лет.

Т_Е= =0,32 кН ∙ м.

 

Общее КПД привода

η=η_рем ∙ η_цзп ∙ η_цеп ∙ η_n², (1.11)

где η_рем –КПДремённой передачи, η_рем = 0,96;

η_цзп – КПД цилиндрической зубчатой передачи, η_цзп=0,97;

η_цеп – КПД цепной передачи, η_цеп=0,94;

η_n – КПД пар подшипников, η_n=0,98.

η= 0,96 ∙ 0,97 ∙ 0,94 ∙ (0,98) ²=0,84.

Мощность по эквивалентному моменту

, (1.12)

P_PACЧ= = 2,48 кВт.

Определим ориентировочно передаточное отношение привода

U=U_рем ∙ U_цзп ∙ U_цеп, (1.13)

где U_рем–передаточное отношение ременной передачи;

U_ред–передаточное отношение редуктора;

U_цеп–передаточное отношение цепной передачи.

U=2∙3∙2,5=15.

 

Ориентировочные значения частоты вращения двигателя

, (1.14)

об/мин.

Исходя из найденной частоты вращения и мощности по эквивалентному моменту, определим марку двигателя по табличным данным.

Наиболее близкое значение числа оборотов из табличных данных n_ДВ=955об/мин и мощность двигателя . Марка двигателя: 4A112M6Y3, кратность максимального момента 2,2.

 

 

L₃₀=362мм; L₁=60мм; L₁₀=112мм; L₃₁=263мм; h₁₀=12мм; h=100мм; h₃₁=263мм; b₁₀=160мм; d₁₀=12мм; d₃₀=235мм; масса m=36кг.

Рисунок 1.2 Эскиз электродвигателя с основными размерами

РЕМЁННАЯ ПЕРЕДАЧА

Обоснование конструкции

Ремённая передача состоит из ведомого, ведущего шкивов и ремня, огибающего шкивы. Передачи в основном применяют для привода от электродвигателя небольшой и средней мощности не более 50 кВт. Для привода электрогенератора с/х машин от ДВС. Передача работает за счет сил трения между ремнем и шкивами. Ремённые передачи классифицируют:

1. По типу приводных ремней:

а) плоские;

б) клиновые;

в) круглые;

г) зубчатые;

д) Поликлиновые.

2. По расположению осей:

а) с параллельными осями;

б) с перекрещивающимися осями.

3. По скорости вращения:

а) обычные (до 15 м/с);

б) скоростные (до 60 м/с);

в) сверхскоростные (более 60 м/с).

Наиболее чаще используют клиновые ремни благодаря повышенному сцеплению со шкивами, обусловленное эффектом “клина”. Клиновые ремни выполняются прорезиненными и имеют сечение трапециидальной формы. Тяговым элементом является корд из химических слоёв кордткани или шнура. В приводе ковшового элеватора рационально использовать ремень клиновидного сечении, т.к. мощность, скорость ремня, передаточное отношение и КПД наиболее подходящие для данного механизма.

Достоинства:

1) плавность работы, бесшумность, предохранение от резких перегрузок;

2) возможность работы с высокими частотами вращения;

3) малая стоимость, простое устройство.

Недостатки:

1) неизбежность упругого скольжения ремня на шкивах (буксование);

2) повышенные силы на валы и опоры;

3) необходимость устройств для натяжения ремня;

4) малая долговечность в быстроходных передачах.

 

Обоснование конструкции

Цепные передачи относятся к механическим передачам с гиб­кой связью. На ведущем и ведомом валах устанавливаются звез­дочки, которые входят в зацепление с охватывающей их цепью. Габариты цепных передач меньше, чем у ременных при одинако­вых энерго-кинематических параметрах. Принцип зацепления не требует значительного предварительного натяжения цепи, в связи с этим нагрузка на валы обусловлена в основном силой тяги.

Наибольшее распространение цепные передачи получили в сель­скохозяйственном, транспортном и химическом машиностроении, станкостроении, горнорудном оборудовании и подъемно-транспор­тных устройствах. Они используются для передачи мощности до 100 кВт при скорости цепи, как правило, непревышающей 15 м/с.

При проектировании цепных передач следует избегать боль­ших углов (меньше 45°) наклона линии центров к горизонту, а ве­дущую ветвь располагают сверху. Среднее значение КПД цепных передач при периодической смазке для расчетов принимают 0,95. Рациональным считают передаточное отношение в пределах от 2 до 3. Возможно повышение передаточного отношения до 7. Вы­полнять одноступенчатой цепную передачу с большим передаточ­ным отношением становится нецелесообразно из-за больших ее габаритов. Ресурс цепей в стационарных машинах должен состав­лять не менее 3...5 тыс.часов работы. Допустимое удлинение цепи в результате износа недолжно превышать 1,5...2,5%.

Основной причиной потерь работоспособности передачи яв­ляется износ шарниров цепи (втулка-ось), поэтому тяговое усилие цепи ограничивается допустимым давлением в шарнире. Кроме того на износ цепи существенное влияние оказывают условия мон­тажа и эксплуатации передачи. При наиболее благоприятных ус­ловиях и повышении скорости можно передать большую мощность с одного вала на другой.

 

ЧЕРВЯЧНАЯ ПЕРЕДАЧА

Обоснование конструкции

 

Червячная пара состоит из червяка 1 и червячного колеса 2 (рис. 4.1). Наиболее распространенными материалами для червяков являются стали 45, 40Х, 40ХН и др., подвергаемые закалке ТВЧ до твердости 45-55 HRC, с последующей шлифовкой и полированием рабочих поверхностей витков червяка. Для получения более высокой твердости рабочих поверх­ностей применяют стали, подвергаемые цементации или азотированию.

Рисунок 4.1 Червячная пара

 

В ответственных передачах, какими являются редукторы, для изго­товления венцов червячных колес используют оловянистые бронзы. Механические характеристики наиболее распространенных марок приведены в таблице.

В связи с изготовлением червячных колес инструментом, совпа­дающим по форме и размерам с червяком, сопряженный профиль зубьев колеса получается автоматически. Применяют червяки следующих типов: архимедовы, конволютные и эвольвентные.

Выбор профиля витков в основном определяется технологическими факторами.

Одним из параметров червяка является число модулей в диаметре делительной окружности (q), меньшие значения которых применяют для быстроходных передач во избежание больших окружных скоростей, боль­шие - в передачах с большими передаточными отношениями (из-за боль­шого расстояния между опорами), чтобы обеспечить достаточною жест­кость червяка обычно в редукторах рекомендуют выбирать делительный диаметр червяка d=0,4a, где а- межосевое расстояние.

Основными причинами выхода из строя червячных передач являет­ся выкрашивание рабочих поверхностей, износ, заедание и поломка зубьев червячного колеса.

При окружных скоростях червяка до 4...5 м/с его рекомендуют располагать под колесом.

В быстроходных передачах, во избежание излишних потерь на раз­брызгивание масла, червяк располагают над колесом.

Червячные передачи работают с большим тепловыделением. Отвод избыточного тепла достигается оребрением корпуса редуктора или искус­ственным охлаждением. При естественном охлаждении ребра следует рас­полагать вертикально.

Червячные колеса в целях экономии цветных металлов выполняют составными: венец из антифрикционных материалов, а центр - из стали или чугуна.

В индивидуальном и мелкосерийном производстве применяется бандажированная (рис. 4.2, а) и собираемая с помощью крепежных болтов конструкция червячного колеса (рис. 4.2, б).

В серийном и массовом производстве применяют биметаллическую конструкцию (рис. 4.2, в), бронзовый венец которой отлит в форму с пред­варительно вставленным в нее центром.

Рисунок 4.2. Типовые конструкции червячных колес

 

В червячных передачах в основном применяют подшипники качения.

С целью уменьшения трения трущихся пар в редукторе, отвода тепла и смывания продуктов износа с мест трения в червячных редукторах широко применяют картерную смазку жидкими маслами. При скорости скольжения в зацеплении V_s<15 м/с применяют смазывание погружением витков червяка, расположенного под червячным колесом.

Для предотвращения избыточного поступления масла в подшипники на валу червяка предусматривают защитные шайбы (рис 4.3)

Рисунок 4.3 Защитная шайба

Уровень смазки не должен превышать центра нижнего тела качения подшипника.

При верхнем расположении червяка смазывание зацепления обес­печивается погружением зубьев червячного колеса в смазку.

Ориентировочно объем масла в картере назначают пределах (0,5 - 0,7) х 10³ м³ на 1 кВт передаваемой мощности. Подшипники могут смазываться вследствие разбрызгивания масла, либо консистентной смаз­кой при условии защиты подшипников от вымывания этой смазки.

В быстроходных червячных редукторах применяют принудительную смазку (струйную).

При картерном смазывании заправка маслом и обеспечение сооб­щения внутренней полости редуктора с атмосферой производится через пробку-отдушину (рис. 4.4). В конструкции редуктора предусматривается маслоуказатель и отверстие для слива масла.

Рисунок 4.4 Защитная пробка-отдушина

 

Расчет червячной передачи

Число зубьев червячного колеса

, (4.1)

где - число заходов червяка;

U – передаточное отношение;

.

Эквивалентное число циклов перемен контактных напряжений для зубьев червячного колеса

, (4.2)

N_HE2=(Т_2max/Т_2Н)⁴ ∙ N_C1+(Т_2Н/Т_2Н)⁴ ∙ N_C2+(Т_2min/Т_2Н)⁴ ∙ N_C3,

где Т_2max – максимальный крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

Т_2Н – номинальный крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

Т_2min – минимальный крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

N_C1 – число циклов максимального момента тихоходного вала;

N_C2 - число циклов номинального момента тихоходного вала;

N_C3 - число циклов минимального момента тихоходного вала.

N _HE2=(1.6)⁴ · 0,09612 · 10⁶+(1)⁴ · 16.02 · 10⁶+(0.5)⁴ · 16.02 · 10⁶=1.7651 · 10⁷.

Допустимое напряжение

[σ_Н2]=0,9 · σ_В2 · =0,9 · 200 · 167,719 МПа.

Число модулей в диаметре делительной окружности червяка

q=0,33 · Z₂± 2, (4.3)

q_min=0,25 · Z₂.

q=0,33 · 38±2=12,16± 2,

g_min=0,25 · 38=9.5.

Из табличных данных определяем коэффициент деформации червяка θ, оно равно θ=125.

Отношение среднего по времени момента к расчётному

m_Р=(Т_3max · t₁+Т_3Н · t₂+Т_3min · t₃)/(Т_3Н · (t₁+t₂+t₃)), (4.4)

m_Р=(1.6 · 0,015+2.5+0,5 · 2.5)/(0,015+2.5+2.5)=0.7523.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки

K_Hβ=1+(Z₂/θ)³ · (1- m_Р), (4.5)

K_Hβ=1+(38/125)³ · (1-0.7523)=1,0069.

Коэффициент точности передачи K_а=1,1.

Делительный диаметр червяка

d₁₁₃₀₂ =630 · (4.6)

где Т_Н2 – момент инерции тихоходного вала, Н · м;

Z₂ – число зубьев червячного колеса;

q - число модулей в диаметре делительной окружности червяка;

[σ_Н2] – допускаемое напряжение, МПа;

К_а – коэффициент учитывающий межосевое расстояние, К_а = 1,1;

K_Hβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки.

d₂=630 · ³ =268.546 мм.

Модуль передачи

m=d₂/Z₂, (4.7)

где d₂ – делительный диаметр червяка, мм;

Z₂ – число зубьев червячного колеса.

m=268.546/38=7.08 мм.

Выбираем модуль передачи по ГОСТу, m=8.

Диаметр делительной окружности колеса

d₂=m · Z₂, (4.8)

где m – модуль червячного колеса, мм;

Z₂ – число зубьев червячного колеса.

d₂=8 · 38=304 мм.

Диаметр делительной окружности червяка

d₁=m · q, (4.9)

где m – модуль червячного колеса, мм;

q – число модулей в диаметре делительной окружности червяка.

d₁=8 · 16=128 мм.

Угол подъёма винтовой линии червяка

γ=arctg Z₁/q, (4.10)

где Z₁ – число заходов червяка;

γ=arctg 2/16=5.71⁰.

Проверочный расчёт

Скорость скольжения сопряжённых профилей в зацеплении

V_S=(ω₂ · d₁)/(2 · cos γ), (4.11)

где ω₂ – угловая скорость червяка, с^-1;

d₁ – делительный диаметр червяка, м;

γ – угол подъёма винтовой линии червяка.

V_S=(101,5·31,25)/(2 · cos5.71⁰)=8.1608 м/с.

Уточняем степень точности n_ст и коэффициент точности К_а=1, из табличных данных n_ст=9.

Упругая постоянная материала (при стальном червяке и бронзовом венце червячного колеса)

Z_m=381 · , (4.12)

где Е₂ – модуль упругости венца Е₂=0,74 · 10⁵ МПа.

Z_m=381 · =194,4839 МПа.

Уточнить коэффициент деформации червяка θ=190.

 

Уточнить коэффициент неравномерности распределения нагрузки

K_Нβ=1+(Z₂/θ) · (1-m_Р), (4.13)

где Z₂ – число зубьев червячного колеса;

θ - коэффициент деформации червяка;

m_Р - отношение среднего по времени момента к расчётному.

K_Нβ=1+(38/190)³ · (1-0,7523)=1,00198

Условие прочности по контактным напряжениям

σ_Н2=72,58 · Z_m ≤[σ_Н2], (4.14)

σ_Н2=72,58 · 194,4839 =99.27 МПа.

99,27<167,642

Условие выполняется

К_Fβ=К_Нβ=1,00198.

Эквивалентное число зубьев колеса

Z_V2=Z₂/cos³γ, (4.15)

где Z₂ - число зубьев червячного колеса;

γ – угол подъёма винтовой линии червяка.

Z_V2=38/(cos 5.71⁰)³=39,57.

Коэффициент формы зуба Y_F2=1,55.

Условие прочности на изгиб зубьев

σ_F2=1,5 · (Т₂ · К_Fβ · cos γ)/(q · K_a · Z₂ · m³) Y_F3≤[σ_F2], (4.16)

где Т₂ – крутящий момент тихоходного вала, Н ∙ м;

К_Fβ - коэффициент неравномерности распределения нагрузки;

γ – угол подъёма винтовой линии червяка;

q– число модулей в диаметре делительной окружности червяка;

К_а – коэффициент учитывающий межосевое расстояние, К_а = 1;

Z₂ - число зубьев червячного колеса;

m – модуль червячного колеса, мм.

σ_F2=1,5 · (730 · 1,00198 · cos 5.71⁰)/(20 · 1 · 38 · 8³) · 1,55=0.0017 МПа.

Эквивалентное число циклов переменных напряжений зубьев при расчёте на изгиб

N_FE2=(Т_2max/Т₂)⁹ · N_C2max+(Т_2Н/Т₂)⁹ · N_C2H+(Т_2min/Т₂)⁹ · N_C2min, (4.17)

где Т_2max – максимальный крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

Т_2Н – номинальный крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

Т_2min – минимальный крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

Т₂ – крутящий момент тихоходного вала, кН ∙ м;

N_C2max – число циклов максимального момента быстроходного вала;

N_C2H - число циклов номинального момента быстроходного вала;

N_C3min - число циклов минимального момента быстроходного вала.

N_FE2=(1.6)⁹ · 0.09612 · 10⁶+(1)⁹ · 16.02 · 10⁶+(0.5)⁹ · 16.02 · 10⁶=2.265 МПа.

Допускаемые напряжения на изгиб зубьев (при неравномерной нагрузке)

[σ_F2]=(0,25σ_Т2+0,03σ_В2) , (4.18)

где σ_Т2 – предел текучести материала венца, МПа;

σ_В2 – предел выносливости материала венца, МПа;

N_FE2 - эквивалентное число циклов переменных напряжений зубьев.

[σ_F2]=(0,25 · 120+0,03 · 200) 25,454 МПа.

σ_F2< [σ_F2],

0.0017<25.454.

Условие выполняется.

Проверка зубьев на изгиб при кратковременно действующих max нагрузках (N_СО≥400)

σ_F2max=(1,5 · Т_2max · K_Fβ · cosγ · Y_F2)/(q · K_a · Z₂ · m³)≤[σ_F2]_max, (4.19)

σ_F2max=(1,5 · 1.168·10³·1,00198 · cos5.71)/(20 · 1.1 · 38 · 8³)=0.0058 МПа.

[σ_F2]_max=0,8 · 120=96 МПа.

σ_F2max≤[σ_F2]_max,

0.0058≤96.

Условие выполняется.

 

 

Подбор масла

Объём масла

V=(0,5-0,7)P_ред, (4.82)

где P_ред – мощность редуктора, кВт.

V=0,6 ∙ 5.075=3.045 л.

Марку масла подбираем по справочным данным исходя из P_ред: Марка (Индустриальное ГОСТ 20799-75^*) И-20А, t_зас=-15⁰С, v=24-27 м²/с (вязкость).

Корпусные детали редуктора

Толщина стенки корпуса и крышки δ, δ₁

δ=0,04 ∙ а+2≥8, (4.83)

где а – межосевое расстояние, мм.

δ=0,04 ∙ 232+2=11,28≥8 мм.

δ₁=0,032 ∙ а+2≥8, (4.84)

δ₁=0,032 ∙ 232+2=9,4≥8 мм.

Толщина верхнего пояса корпуса

b₁=1,5 ∙ δ₁, (4.85)

b₁=1,5 ∙ 9,4=14,1 мм.

 

Толщина нижнего пояса крышки корпуса

b=1,5 ∙ δ, (4.86)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

b=1,5 ∙ 11,28=16,92 мм.

Толщина рёбер корпуса

m=(0,85-1) ∙ δ, (4.87)

где δ - толщина стенки корпуса, мм.

m=1 ∙ 11,28=11,28 мм.

Толщина ребер крышки

m₁=(0,85-1) ∙ δ₁,

m₁=1 ∙ 9,4=9,4 мм.

Диаметр фундаментальных болтов

d₁=(0,03-0,036)а+12, (4.88)

где а – межосевое расстояние, мм.

d₁=0,03 ∙ 232+12=18,96=19 мм.

Диаметр болтов у подшипников

d₂=(0,7-0,75)d₁, (4.89)

где d₁ - диаметр фундаментальных болтов, мм.

d₂=0,75 ∙ 19=14,25=15 мм.

Диаметры болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

d₃=(0,5-0,6)d₁, (4.90)

где d₁ - диаметр болтов у подшипников, мм.

d₃=0,55 ∙ 19=10,45=11 мм.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В данном курсовом проекте рассчитан привод ленточного конвейера. Он состоит из электродвигателя, ременной и цепной передач и одноступенчатого редуктора.

Расчеты передач привода и редуктора являются основными в данном курсовом проекте, дающие нам необходимые навыки для более сложных расчетов в дальнейшем.

Исследования и расчеты приведенные нами в этом курсовом проекте проведены по всем правилам расчета привода. Полученные результаты полностью удовлетворяют заданным условиям.

После разработки данного привода его собирают и обкатывают на стенде. При подтверждении расчетных данных на практике, его можно запускать в производство.

Главным аспектом данного курсового проекта является разработка редуктора. Полученные навыки позволяют нам оценить всю значимость курса «Детали машин».

 

 

ЛИТЕРАТУРА

1. Курсовое проектирование деталей машин, Останин Р.И.: Учеб. Пособие. Ижевск: РИО ИжГСХА. 2004.- 121 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин, В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев и др.; Под общ. ред. В.Н. Кудрявцева: Учебное пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов.- Л.: Машиностроение, Ленингр. Отделение, 1984. 400 с., ил.

 

 

Содержание

Содержание

Задание

ВВЕДЕНИЕ

ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ

Выбор электродвигателя