Вибір двигуна й кінематичний розрахунок

Вступ

Редуктор –зубчаcта або гідравлічна передача, призначена для зміни кутових швидкостей і обертальних моментів..

Редуктор – самостійний вузол, що встановлюється між електродвигуном і машиною (механізмом). З їх валами редуктор з’єднується за допомогою муфт. Гірничі машини – підіймальні машини, вентилятори, конвеєри, верстат-качалки та ін. – комплектуються редукторами різних типорозмірів. Характеристиками редуктора є передавальне число, крутильний момент, маховий момент на валу редуктора, міжцентрова відстань, маса, температура нагріву, шумова характеристика та ін. Редуктор кріпиться до гірничої машини і встановлюється на фундаменті.

Підйомні машини шахтних стволів обладнують переважно редукторами, які являють собою окрему конструкцію, виконану з урахуванням режимів підйому і конкретних умов експлуатації. Ці редуктори є одно- або двоступеневою циліндровою передачею з жорсткою міжцентровою відстанню. У редукторах барабанних підйомних машин разом з евольвентним зачепленням часто застосовують також зачеплення Новикова, що має ряд істотних переваг; широко застосовують шевронні зуби, які дозволяють вирівнювати знос в окремих точках зубів і цим зменшувати удари від неправильного зачеплення. Зубчасті передачі редукторів розміщують у чавунному корпусі.

.На багатоканатних підйомних машинах застосовують спеціально спроектовані двоприводні редуктори типу 2ЦД, які являють собою реверсивну зубчасту передачу з шевронні колеса, що розміщені в литому або зварному корпусі з жорсткою міжцентровою відстанню. Корпус установлено на пружинних опорах. Такі редуктори мають два приводи.

Кінематична схема приводу з двоступінчатим редуктором

Завдання на проектування: систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвинути розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані до створюваної машині: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити і маса, зручність в експлуатації й економічність. Розрахувати і спроектувати привод стрічкового конвеєра з одноступінчатим чи двоступінчатим циліндричним редуктором по наступним даним: F = 14,17 кН - зусилля на стрічці; V = 0,66 м/с — швидкість стрічки; D_б= 0,5мм — діаметр барабана конвеєра, K_рік = 0.75 - коефіцієнт річного використання передачі, K_доб = 0.75 - коефіцієнт добового використання передачі.

Вибір двигуна й кінематичний розрахунок

Підбір електродвигуна

Визначимо крутний момент і частоту обертання приводного вала з наявного умови приводу:

Споживану потужність (кВт) привода (потужність на виході) визначають за формулою:

Тоді необхідна потужність електродвигуна [1, стор. 5]

де

Тут η₁, η₂, η₃... - ККД окремих ланок кінематичного ланцюга, орієнтовні значення яких з урахуванням втрат в підшипниках можна приймати по табл. 1.1 (1, стор. 6).

Загальний ККД приводу

де η_зуб - ККД зубчастої передачі; η_м - ККД сполучної муфти; η_м - ККД сполучної муфти; η_оп - ККД опор приводного валу.

За табл. 1.1: η_зуб = 0.97; η_м = 0.98; η_м = 0.98; η_оп = 0.99;

Тоді

η_заг = 0.97²∙0.98∙0.98∙0.99 = 0.89;

Необхідна потужність електродвигуна

де U_цил - передавальне число передачі одноступінчатого циліндричного редуктора;

За табл. 24.9 [1, стр. 417] обираємо електродвигун АИР160M8: P = 11 кВт; n = 727 хв^-1.

Відношення максимального крутного моменту до номінального

Уточнення передавальних чисел приводу

Після вибору n визначають загальне передавальне число привода [1, стр. 8]

= 28.85≈29;

Передавальні числа ступенів (Ш - швидкохідна, Т - тихохідна) [1, стр. 8]:

; U_Т = 4.73≈5;

= 6.1≈6.

Розрахунок циліндричної передачі першого ступеня

Вибір твердості, термічної обробки і матеріалу коліс

Матеріал - Сталь 40Х. Призначаємо термічну обробку шестерні - покращення і загартування ТВЧ.

Граничні розміри заготовки: D_гр = 125 мм, S_гр = 80 мм.

Твердість зубів: в серцевині до 302 HB, на поверхні до 50 HRC_э.

Максимальне напруження σ_T = 750 МПа.

Визначення напружень вигину

Допустимі напруги вигину зубів шестерні [σ]_F1 і колеса [σ]_F2 визначають:

Приймаємо для шестерні:

[σ]_{Flim 1} = 600 МПа.

Для колеса:

[σ]_{Flim 2} = 600 МПа.

Приймаємо для шестерні (поліпшення і загартування ТВЧ)S_F1 = 1.7.

Для колеса (поліпшення і загартування ТВЧ) S_F2 = 1.7.

Згідно з розрахунками приймаємо: Y_N.ш = 1, Y_N.кол = 1

Коефіцієнт Y_R (враховує вплив шорсткості) приймаємо = 1,1.

Так як в проектованої передачі не буде реверсивного ходу, то Y_A = 1.

Для шестерні:

Для колеса:

Проектний розрахунок

Міжосьова відстань

Поверхнева твердість і шестерні до 480 HB і колеса до 480 HB, тому коефіцієнт K приймаємо рівним 6.

Для швидкохідної передачі

= 119 мм.

Для тихохідної передачі:

 

Окружну швидкість ν, м / с, обчислюють за формулою:

Для швидкохідної передачі:

ν = 1,33 м / с

 

Для тихохідної передачі:

ν = 0,3982м / с

 

При окружних швидкості 1.33м / с (що менше 2 м / с) вибираємо ступінь точності 9.

Уточнюємо попередньо знайдене значення міжосьової відстані:

K_a = 410 - для косозубих і шевронних, МПа; [σ]_H - в МПа.

Приймаємо ψ_ba = 0,31.

Коефіцієнт навантаження в розрахунках на контактну міцність

Для ступеня точності 9 з твердістю HB> 350 приймаємо:

Для максимальної окружної швидкості 1.3 м/с KHν = 1.09

Для максимальної окружної швидкості 0.39 м / с KHν = 1.03

Для швидкохідної передачі:

Для тихохідної передачі:

Коефіцієнт K_Hβ визначають за формулою:

Коефіціент K_Hα визначають за формулою:

де K_Hw - коефіцієнт, що враховує припрацювання зубів

Для прямозубих передач:

K_Hα = 1 + (1.6 - 1)0.90 = 1.54;

Приймаємо коефіцієнт K_Hβ0 по табл. 6 (схема 3) рівним 1.48.

Для швидкохідної передачі

K_Hβ = 1 + (1.48 - 1) 0.90 = 1.432;

K_H = 1.03 ∙ 1.432 ∙ 1.54 = 2.27.

Для тихохідної передачі: K_Hw треба брати = 0.71, K⁰_Hβ 1.18.

K_Hα = 1 + (1.6 - 1)0.71 = 1.426;

K_Hβ = 1 + (1.18 - 1) 0.71 = 1.1278;

K_H = 1.01 ∙ 1.1278 ∙ 1.426 = 1.62.

Уточнене значення міжосьової відстані для швидкохідної передачі:

a_w = 200 мм

Уточнене значення міжосьової відстані для тихохідної передачі:

a_w = 272 мм;

Приймаймо 280мм.

Модуль передачі

Максимально допустимий модуль m_max, мм, визначають з умови непідрізання зубів біля основи[1, стор. 20]

Для швидкохідної передачі

Для тихохідної передачі

m_max ≈ 2 ∙ 280 / [17(5 + 1)] = 5.75 мм.

Мінімальне значення модуля m_min, мм, визначають з умови міцності [1, стр. 20]:

где K_m = 3,4 ∙ 10³ для прямозубих

Швидкохідна передача

K_F = K_Fν = 1.03

m_min = 0.75 мм.

Тихохідна передача

Приймаємо із стандартного ряду m = 1.75 мм.

K_F = K_Fν = 1.01; m_min = 1.58 мм.

Приймаємо зі стандартного ряду m = 3.0 мм.

Сумарне число зубів

Для швидкохідної

= 215.66.

Для тихохідної

= =185

Число зубів шестерні

Для швидкохідної

z₁ = ≥ = 30.28.

Для тихохідної

z₁ = 185 / (5 + 1) = 32.29.

Число зубів колеса зовнішнього зачеплення z₂ = z_s - z₁.

Для швидкохідної

z₂ = 215 - 30 = 185.

Для тихохідної

z₂ = 185 - 32 = 153.

 

Фактичне передавальне число

Для швидкохідної

u_ф = = = 6.17.

Для тихохідної

u_ф = z₂/z₁ = = 4.78.

Для швидкохідної

Δ = = 3 %.

Для тихохідної

Діаметри коліс

Рис. 2 [1, рис. 2.5, стор. 22] Рис. 3 [1, рис. 2.6, стор. 22]

 

Швидкохідні

d₁ = = 53.02 мм;

d₂ = 2 ∙ 190 - 53.02 = 326.98 мм.

Тихохідні

d₁ = = 96.86 мм;

d₂ = 2 ∙ 280 - 96.86 = 463.14 мм.

 

Діаметри d_a і d_f кіл вершин і западин зубів коліс зовнішнього зачеплення [1, стор. 22]:

d_a1 = d₁ + 2(1 + x₁ - y)m;

d_f1 = d₁ - 2(1,25 - x₁)m;

d_a2 = d₂ + 2(1 + x₂ - y)m;

d_f2 = d₂ - 2(1,25 - x₂)m;

Швидкохідної передачі

a = 0.5 ∙ 1.75 ∙ (185+30) = 188.13 мм;

y =- = -1.07;

d_a1 = 53.02 + 2 ∙ [1-(-1.07)] ∙ 1.75 = 60.27 мм;

d_f1 = 53.02 - 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 48.65 мм;

d_a2 = 326.98 + 2 ∙ [1-(-1.07)] ∙ 1.75 = 334.23 мм;

d_f2 = 326.98 - 2 ∙ 1,25 ∙ 1.75 = 322.61 мм;

Тихохідної передачі

a = 0.5 ∙ 3.0 ∙ (153+32) = 277.5 мм;

y = -(280 - 277.5)/3.0 = -0.83;

d_a1 = 96.86 + 2 ∙ [1-(-0.83)] ∙ 3.0 = 107.84 мм;

d_f1 = 96.86 - 2 ∙ 1,25 ∙ 3.0 = 89.36 мм;

d_a2 = 463.14 + 2 ∙ [1-(-0.83)] ∙ 3.0 = 474.12 мм;

d_f2 = 463.14 - 2 ∙ 1,25 ∙ 3.0 = 455.64 мм;

 

Проектні розрахунки валів

Обчислювані значення діаметрів округляють в найближчу сторону до стандартних для швидкохідного (вхідного) валу:

для проміжного:

для тихохідного (вихідного):

d_вых = 61.6 мм;

Рис. 6 [1, рис. 3.1(в), стор. 43]

Приймаємо діаметри і довжини кінців згідно з (табл. 24.28 [1])

d_вх = 20 мм; d_вых = 60 мм.

Приймаємо посадочні місця під підшипники кулькові радіальні однорядні

d_{П вх} = 30 мм; d_{П пр} = 40 мм; d_{П вых} = 70 мм.

Діаметри безконтактних поверхонь:

d_{БП вх} = 30 + 3∙1.5 = 34.5 мм;

d_{БП пр} = 40 + 3∙3 = 49 мм;

d_{БП вых} = 70 + 3∙3.5 = 80.5 мм.

Приймаємо діаметр тихохідного вала для установки зубчастого колеса:

d_{К вых} = 82.5 мм.

Вибір муфт.

Вхідний вал редуктора приводиться до руху пружної пальцевої муфти (МУВП). Підбір муфти здійснюється по величині крутного моменту Н ∙ м.

Т = 136.7 Н ∙ м.

Підбір втулочно-пальцевих муфт по номінальнім параметрам електродвигун, обираємо МУВП-250, муфта пружньо втулочно-пальцева з номінальнім крутним моментом 250 Н·м, діаметром посадкового відчини d = 36 мм

Муфта пружньо втулочно-пальцева 250-40-1 УЗ ГОСТ 21424-93

Підбір шпонкових з'єднань

Підбір підшипників.

При посадочних діаметрах під підшипники кулькові радіальні однорядні обираємо відповідні типи підшипників:

d_{П вх} = 30 мм; d_{П пр} = 40 мм; d_{П вых} = 70 мм.

Розрахунок валів редуктора.

Вал можна представити як балку, навантажену силами, які з'являються в зачепленні коліс.

Сила згинає вал у вертикальній площині, сили і у горизонтальній.

Рис. 8.1 Навантаження на вали редуктора.

1. Сили в зачепленні:

Тягове навантаження в зачепленні:

Радіальне навантаження в зачепленні:(стандартний α = 20^o tg_α = 0,364)

Осьове навантаження в зачепленні:

; T₁ = Н∙м.; T₂ = 752.82 Н∙м.;

Ці сили діють на вали редуктора. Дією попередньої муфти зневажаємо.

2. Відстань між опорами (посередині підшипників) приймаємо не більш як - (50…60) = 280-50 =230; по таблиці 6,8 стор. 484-486 [2]. - ширина редуктора.

 

3. Розрахунок ведучого вала редуктора:

Вертикальна площина

Рис. 8.2 Розрахункова схема ведучого вала редуктора (вертикальна площина)

 

 

Опорні реакції від окружної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від окружної сили:

Горизонтальна площина

Рис. 8.3 Розрахункова схема ведучого вала редуктора (горизонтальна площина)

 

Опорні реакції від радіальної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

 

Згинальний момент у перетині 1-1 від раціональної сили:

Визначаємо опорні реакції від осьової сили, для чого становимо рівняння моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від осьової сили:

Сумарний момент, що згинається, у перетині 1-1 вала:

- коефіцієнт, що залежить від режиму роботи вала; для крутного моменту, що пульсує = 0,745.

 

Для виготовлення валів використають сталь: Ст5, Ст6, сталь 40, 45, 40ХН та ін. Вибираємо сталь 40. Допустиме напруження для неї:

[ ] = 70 (МПа).

Діаметр вала в перетині 1-1 розраховуємо на загальну дію вигину з обертанням по наведеному моменті:

[ ] – допустиме напруження при вигині;

W - момент опору поперечного перерізу; для круглого перетину;

W = 0,1d³ (мм³), тоді:

1,1 - коефіцієнт, що враховує ослаблення вала шпонковою канавкою.

Діаметр вала на помсті посадки напівмуфти розрахуємо на крутіння:

де - полярний момент опору поперечного перерізу вала;

для круглого перетину W = 0,2d³ (мм³), тоді:

Тут = 30...40 МПа - допустиме напруження приймається залежно від матеріалу вала й характеру навантаження (крутного моменту), коефіцієнт 1,1 враховує ослаблення вала шпонковою канавкою.

4. Розрахунок веденого вала редуктора.

Розрахунок проводиться аналогічно розрахунку ведучого вала.

Вертикальна площина

Рис. 8.4. Розрахункова схема веденого вала редуктора (вертикальна площина)

Опорні реакції від окружної сили:

Згинальний момент у перетині 1-1 від окружної сили:

Горизонтальна площина

Рис. 8.5 Розрахункова схема веденого вала редуктора (горизонтальна площина)

 

Опорні реакції від радіальної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від раціональної сили:

Визначаємо опорні реакції від осьової сили, для чого становимо рівняння моментів щодо кожної опори:

Згинальний момент у перетині 1-1 від осьової сили:

Сумарний момент, що згинається, у перетині 1-1 вала:

Наведений момент у перетині 1-1 вала:

- коефіцієнт, що залежить від режиму роботи вала; для крутного моменту, що пульсує = 0,745.

 

Діаметр вала в перетині 1-1(місце посадки колеса) з урахуванням ослаблення шпонковою канавкою:

Діаметр вала на місці посадки напівмуфти:

 

 

Вступ

Редуктор –зубчаcта або гідравлічна передача, призначена для зміни кутових швидкостей і обертальних моментів..

Редуктор – самостійний вузол, що встановлюється між електродвигуном і машиною (механізмом). З їх валами редуктор з’єднується за допомогою муфт. Гірничі машини – підіймальні машини, вентилятори, конвеєри, верстат-качалки та ін. – комплектуються редукторами різних типорозмірів. Характеристиками редуктора є передавальне число, крутильний момент, маховий момент на валу редуктора, міжцентрова відстань, маса, температура нагріву, шумова характеристика та ін. Редуктор кріпиться до гірничої машини і встановлюється на фундаменті.

Підйомні машини шахтних стволів обладнують переважно редукторами, які являють собою окрему конструкцію, виконану з урахуванням режимів підйому і конкретних умов експлуатації. Ці редуктори є одно- або двоступеневою циліндровою передачею з жорсткою міжцентровою відстанню. У редукторах барабанних підйомних машин разом з евольвентним зачепленням часто застосовують також зачеплення Новикова, що має ряд істотних переваг; широко застосовують шевронні зуби, які дозволяють вирівнювати знос в окремих точках зубів і цим зменшувати удари від неправильного зачеплення. Зубчасті передачі редукторів розміщують у чавунному корпусі.

.На багатоканатних підйомних машинах застосовують спеціально спроектовані двоприводні редуктори типу 2ЦД, які являють собою реверсивну зубчасту передачу з шевронні колеса, що розміщені в литому або зварному корпусі з жорсткою міжцентровою відстанню. Корпус установлено на пружинних опорах. Такі редуктори мають два приводи.

Кінематична схема приводу з двоступінчатим редуктором

Завдання на проектування: систематизувати, закріпити, розширити теоретичні знання, а також розвинути розрахунково-графічні навички студентів. Основні вимоги, пропоновані до створюваної машині: висока продуктивність, надійність, технологічність, мінімальні габарити і маса, зручність в експлуатації й економічність. Розрахувати і спроектувати привод стрічкового конвеєра з одноступінчатим чи двоступінчатим циліндричним редуктором по наступним даним: F = 14,17 кН - зусилля на стрічці; V = 0,66 м/с — швидкість стрічки; D_б= 0,5мм — діаметр барабана конвеєра, K_рік = 0.75 - коефіцієнт річного використання передачі, K_доб = 0.75 - коефіцієнт добового використання передачі.

Вибір двигуна й кінематичний розрахунок

Підбір електродвигуна

Визначимо крутний момент і частоту обертання приводного вала з наявного умови приводу:

Споживану потужність (кВт) привода (потужність на виході) визначають за формулою:

Тоді необхідна потужність електродвигуна [1, стор. 5]

де

Тут η₁, η₂, η₃... - ККД окремих ланок кінематичного ланцюга, орієнтовні значення яких з урахуванням втрат в підшипниках можна приймати по табл. 1.1 (1, стор. 6).

Загальний ККД приводу

де η_зуб - ККД зубчастої передачі; η_м - ККД сполучної муфти; η_м - ККД сполучної муфти; η_оп - ККД опор приводного валу.

За табл. 1.1: η_зуб = 0.97; η_м = 0.98; η_м = 0.98; η_оп = 0.99;

Тоді

η_заг = 0.97²∙0.98∙0.98∙0.99 = 0.89;

Необхідна потужність електродвигуна

де U_цил - передавальне число передачі одноступінчатого циліндричного редуктора;

За табл. 24.9 [1, стр. 417] обираємо електродвигун АИР160M8: P = 11 кВт; n = 727 хв^-1.

Відношення максимального крутного моменту до номінального