Требуемая мощность электродвигателя для привода. Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя. Выбор мощности электродвигателя. Асинхронная частота вращения вала электродвигателя. Передаточное отношение привода. Кинематическая схема привода.
Представленный на рисунке 1 привод к ленточному конвейеру предназначен для работы согласно графику нагрузки (рисунок 2) с ресурсом работы с коэффициентами и использования. Рассчитаем площадь поперечного сечения ремня: (5.10) где - расчетное полезное напряжение: С? - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве: Cv - коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы: Ср - коэффициент динамичности и режима работы передачи. По таблице 8.6 принимаем: Для прорезиненного ремня принимаем отношение: и по таблице 8.9 определяем допускаемое полезное напряжение: Определяем размеры сечения ремня: - толщина: ; Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле: (5.11) где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов Проверочный расчет по напряжениям изгиба (шестерня): Проводим проверку по напряжениям изгиба по формуле где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев , - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем , (с.29)/2/7.6 Нормальные напряжения где для вала , по СТ СЭВ 189-75 «Размеры сечений шпонок» принимаем: , (табл.2.29)/1/ По результатам эскизной компоновки и предварительного расчета вала получено: угловая скорость тихоходного (выходного) вала, 9.1 Отношение осевой нагрузки Размеры сечения шпонок и пазов в валу и канавки в ступице принимаем в зависимости от диаметра вала. Шпоночные соединения проверяем на смятие и срез узких граней шпонок, выступающих из вала по следующим допускаемым напряжениям: - при стальной ступице, - при стальной ступице, 11.2 Условие прочности на смятие: - Рабочая длина шпонки: Высота шпонки выступающей из вала: Смятие: Срез: Таким образом, прочность шпоночных соединений на всех валах обеспечивается.
Введение
Представленный на рисунке 1 привод к ленточному конвейеру предназначен для работы согласно графику нагрузки (рисунок 2) с ресурсом работы с коэффициентами и использования.
Привод состоит из электродвигателя соединенного с ведущим валом двухступенчатого редуктора при помощи плоскоременной передачи и установленного на сварную фундаментную раму.
В свою очередь агрегат связан с приводом валом, установленным на станину конвейера цепной муфтой с однорядной цепью.
Плоскоременная передача привода, состоящая из плоского ведущего и выпуклого ведомого шкивов и плоского ремня.
По требованиям правил техники безопасности все движущиеся открытые детали и узлы привода закрыты защитными кожухами, которые проектом предусмотрены, но не разрабатываются.. Кинематическая схема привода
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода.
Мощность электродвигателя - 15 КВТ.
Число оборотов nдв=1460 об/мин.
Передаточное отношение привода - 17,3
Передаточное отношение: первой ступени редуктора U1=2;
второй ступени редуктора U2=3;
плоскоременной передачи U3=2,8;
редуктора Uред=6;
Валы I II III IV
Частота,1/мин 1460 504,1 252,1 84,03
Крутящий момент, Н·м 98,1 264,4 502,7 1418,4
Мощность, КВТ 15 13,96 13,27 12,48
График нагрузки.
Рисунок 2 - График нагрузки.
Срок службы - 5 лет.
Коэффициент использования привода в году - .
Коэффициент использования привода в сутки - .. Кинематический расчет привода
3.1 Требуемая мощность электродвигателя для привода
, (4.1) с.3 /3/ где - мощность на рабочем органе привода, Вт
- общий КПД привода от двигателя до барабана, , (4.2) с.3 /3/ где hpem. - КПД, учитывающий потери в плоскоременной передаче, hподш. - КПД, учитывающий потери в паре подшипников, hцил.пер. - КПД зубчатой цилиндрической передачи, hm. - КПД муфты hpem. = 0,95;
hподш. = 0,99;
hцил.пер.= 0,97;
hm. = 0,99; (все КПД из табл.1 с.4 /3/)
Np=Fвых*Vвых=11000*1,1=12100КВТ
3.2 Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя
(4.3)с.4 /3/ где - угловая скорость вращения рабочего органа, рад/с
- оценочное передаточное отношение привода, которое связано с передаточным отношением последовательно соединяемых передач зависимостью: , (4.4)
Принимаем: u2=3 быстроходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами u3=3 тихоходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами u1=4, плоскоременная передача
3.3 Выбор мощности электродвигателя
Приемлемая угловая скорость вращения вала электродвигателя
(4.5)
Частота вращения:
3.4 Выбор двигателя. (табл.3 с.6 /3/ )
По полученным данным выбираем асинхронный трехфазный двигатель 4А160S4У3, у которого NДВ=3КВТ, dвых=28мм, синхронная частота вращения , .
Проверяем соблюдение требование графика нагрузки и характеристики двигателя. По графику нагрузки . По характеристике двигателя 4А160S4У3 (с.7) /2/
u2=2 быстроходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами;
u3=3 тихоходная зубчатая передача, с цилиндрическими колесами.
3.8 Частоты вращения на валах: (с.5 /3/)
3.9. Мощности на валах: (с.7 /3/)
Для всех валов привода:
3.10. Крутящие моменты на валах: (с.7 /3/)
4. Расчет передач привода
4.1 Расчет плоскоременной передачи
Определим диаметр ведущего шкива по уравнению Саверина:
(5.1)
Принимаем по ГОСТ 17383-72 D1=140мм.
Определим диаметр ведомого шкива:
(5.2) где - коэффициент упругого скольжения.
Принимаем по ГОСТ 17383-72 D2=315мм.
Уточняем передаточное число:
(5.3)
Определяем окружную скорость и выберем тип ремня:
(5.4)
Т.к. следовательно, принимаем прорезиненный ремень типа Б.
Выбираем межосевое расстояние а для плоского ремня.
(5.5)
Определяем расчетную длину ремня по выбранному межосевому расстоянию, мм:
(5.6)
Проверяем число пробегов ремня:
(5.7)
Определяем угол обхвата на малом шкиве по формуле:
(5.8)
Рассчитаем нагрузку ремня:
(5.9)
Рассчитаем площадь поперечного сечения ремня:
(5.10) где - расчетное полезное напряжение:
С? - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на меньшем шкиве: Cv - коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы:
Ср - коэффициент динамичности и режима работы передачи. В данном случае принимаем Ср=1.(таблица 8.7)
- коэффициент учитывающий влияние расположения передачи и способа регулирования натяжения ремня на его работоспособность. Принимаем (таблица 8.8)
По таблице 8.6 принимаем: Для прорезиненного ремня принимаем отношение: и по таблице 8.9 определяем допускаемое полезное напряжение: Определяем размеры сечения ремня: - толщина: ;
- ширина: ;
Т.к. толщина одной прокладки для ремня типа Б , следовательно принимаем число прокладок , тогда толщина ремня и ширина .
Пересчитаем площадь поперечного сечения ремня:
;
По таблице 8.1. окончательно принимаем: ремень типа Б с числом прокладок , толщиной и шириной .
Определим усилие, действующее на вал:
(5.10)
.
4.2 Расчет быстроходной ступени
Расчет зубчатых передач.
Расчет зубчатых передач, выполняемый по ГОСТ 21354-87, сводится к определения геометрических параметров зубчатых колес. В зависимости от вида зубчатых передач проектировочным расчетом на контактную прочность для закрытых передач, предварительно определяются основные размеры. Затем полученные размеры подтверждаются или уточняются проверочными расчетами на контактную прочность для закрытых передач.
Выбор материала зубчатых колес.
По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.
Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь 45 (улучшение) со следующими механическими свойствами: Предел прочности: Предел текучести: Твердость: 194…263НВ
Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь 45 (нормализация) со следующими механическими свойствами: Предел прочности: Предел текучести: Твердость: 171…241НВ
Контактные напряжения (для шестерни)
Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:
(5.11) где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов
(с8) /2/
- твердость зубьев, - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:
(5.12) где - можно определить по формуле:
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:
(5.13) где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Н?м
T2 - момент, действующий в течении часов, С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;
- частота вращения зубчатого колеса, об/мин
- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час
(5.14) где и - коэффициенты использования передачи в году и суток
- срок службы, годы принимаем (длительно работающая передача)
Контактные напряжения при кратковременной перегрузке:
(5.15) где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2
- предел текучести, Н/мм2
Контактные напряжения (для колеса) (с.192-195 /6/)
(5.16)
принимаем (длительно работающая передача)
Напряжения изгиба: (для шестерни)
, (5.17)
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
(5.18)
(Смотри пункт 3.6)
Коэффициент долговечности
(5.19) где - базовое число циклов перемены напряжения стали.
(5.20)
принимаем
Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:
(5.21)
Напряжения изгиба: (для колеса)
,
- коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности, где принимаем
Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:
Быстроходная цилиндрическая передача.
Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни Z1
(5.22) где - вспомогательный коэффициент, - крутящий момент на валу шестерни, HIM
- передаточное отношение передачи, - коэффициент ширины колес относительно диаметра
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350 (с.13)/2/
- расчетное допустимое напряжение, Расчетная ширина колес:
(5.23)
Принимаем
Нормальный модуль зацепления:
(5.24) (4.1.3 с.11 /3/) где - коэффициент ширины колес относительно модуля. Для закрытых передач редукторного типа при НВ<350
(c.14)/2/, Принимаем минимальное значение модуля для силовых передач 1-го ряда значений по ГОСТ 9563-60 .
Усилия, действующие в зацеплении: окружное: (5.27) радиальное: (5.28) где - угол зацепления,
(5.29) где - угол профиля
, ,
Осевое усилие: 4.3 Проверочный расчет быстроходной зубчатой передачи
Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня)
(5.30) где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений, для косозубых колес
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес:
(5.31) где - коэффициент торцового перекрытия,
- коэффициент нагрузки,
(5.32) где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (с.26 таблица 7.1.)/2/ где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (с.27 таблица 7.2.)/2/
, (см. выше) где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления (с.28 таблица 7.3.)/2/
Контактная прочность зуба обеспечивается.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба (шестерня): Проводим проверку по напряжениям изгиба по формуле где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев , - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем , (с.29)/2/
- коэффициент нагрузки,
(5.33)
(с.26 таблица 7.1.)/2/
(с.27 таблица 7.2.)/2/
, (с.13 таблица 4.3.)/2/
(с.28 таблица 7.3.)/2/
Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше.
Расчет ведем по зубу колеса, как менее прочному
Проверочный расчет при перегрузке: Предельные контактные напряжения:
(5.34) где - предельные контактные напряжения при перегрузке, - максимальный момент при перегрузках,
- рабочие контактные напряжения, - максимально допускаемые контактные напряжения,
Предельные контактные напряжения:
(5.35) где - предельные контактные напряжения при изгибе, - максимальный момент при перегрузках, - максимально допускаемые контактные напряжение при изгибе,
Таким образом, контактная изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.
4.4 Расчет тихоходной ступени
Выбор материала зубчатых колес.
По таблице 2.2. (с.6) /2/ принимаем рекомендуемые пару сталей: для шестерни и для колеса.
Принимаем для шестерни быстроходного вала Сталь 45 (улучшение) со следующими механическими свойствами: Предел прочности: Предел текучести: Твердость: 194…263НВ
Принимаем для колеса быстроходного вала Сталь 45 (нормализация) со следующими механическими свойствами: Предел прочности: Предел текучести: Твердость: 171…241НВ
Контактные напряжения (для шестерни)
Допускаемые контактные напряжения определяются раздельно для шестерни и для колеса по формуле:
где - базовый предел контактной прочности поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов
- твердость зубьев, - коэффициент безопасности, - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи:
где - можно определить по формуле:
- эквивалентное число циклов перемены напряжений. Для ступенчатой циклограммы нагружения:
где T=T1 - максимальный момент, передаваемый рассчитываемым колесом в течении времени , Н?м
T2 - момент, действующий в течении часов, С - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым, С=1,0;
- частота вращения зубчатого колеса, об/мин
- число часов работы передачи за расчетный срок службы, час где и - коэффициенты использования передачи в году и суток
- срок службы, годы принимаем (длительно работающая передача)
Контактные напряжения при кратковременной перегрузке:
где - предельно допускаемое контактное напряжение, Н/мм2
- предел текучести, Н/мм2
Контактные напряжения (для колеса)
принимаем (длительно работающая передача)
Напряжения изгиба: (для шестерни)
,
коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.
Коэффициент долговечности где - базовое число циклов перемены напряжения стали.
принимаем
Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:
Напряжения изгиба: (для колеса)
,
электродвигатель привод вал вращение
- коэффициент безопасности
- коэффициент долговечности, где принимаем
Напряжения изгиба при кратковременной перегрузке:
Быстроходная цилиндрическая передача.
Ориентировочное значение диаметра делительной окружности шестерни Z3
где - вспомогательный коэффициент, - крутящий момент на валу шестерни, HIM
- передаточное отношение передачи, - коэффициент ширины колес относительно диаметра
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, при и НВ<350
- расчетное допустимое напряжение, Расчетная ширина колес:
Принимаем
Нормальный модуль зацепления:
где - коэффициент ширины колес относительно модуля. Для закрытых передач редукторного типа при НВ<350
Принимаем минимальное значение модуля для силовых передач 1-го ряда значений по ГОСТ 9563-60 .
Усилия, действующие в зацеплении: окружное: радиальное: где - угол зацепления,
Осевое усилие: 4.5 Проверочный расчет быстроходной зубчатой передачи
Проверочный расчет по контактным напряжениям (шестерня):
где - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацеплений, для косозубых колес
- коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колес, для стальных колес
- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий сопряженных зубчатых колес, для косозубых колес:
где - коэффициент торцового перекрытия,
- коэффициент нагрузки, где - коэффициент, учитывающий внешнюю динамическую нагрузку для приводов, (с.26 таблица 7.1.)/2/ где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку возникающую в зацеплении, при НВ<350 и . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления
, где - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, при НВ<350 . При принимаемой 7-ой степени точности изготовления
Контактная прочность зуба обеспечивается.
Проверочный расчет по напряжениям изгиба (шестерня): Проводим проверку по напряжениям изгиба по формуле где - коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев , - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, предварительно принимаем , - коэффициент нагрузки,
(с.26 таблица 7.1.)/2/
(с.27 таблица 7.2.)/2/
, (с.13 таблица 4.3.)/2/
(с.28 таблица 7.3.)/2/
Расчет будем вести по тому из колес, у которого отношение меньше.
Расчет ведем по зубу колеса, как менее прочному
Проверочный расчет при перегрузке: Предельные контактные напряжения:
где - предельные контактные напряжения при перегрузке, - максимальный момент при перегрузках, - рабочие контактные напряжения, - максимально допускаемые контактные напряжения,
Предельные контактные напряжения:
где - предельные контактные напряжения при изгибе, - максимальный момент при перегрузках, - максимально допускаемые контактные напряжение при изгибе, Таким образом, контактная изгибная прочность зубьев, как при номинальной нагрузке, так и при перегрузках обеспечивается.
5. Ориентировочный расчет валов
Ориентировочный (предварительный) расчет валов проведем из расчета на кручение, по пониженным допускаемым напряжениям, косвенно учитывая тем самым действие на валы изгибающих моментов.
5.1 Допускаемые напряжения
Для валов из сталей ст. 45, ст.40 и т.д.
- для быстроходного (ведущего) вала, - для промежуточного вала, - для тихоходного вала, (c.5)/4/
5.2 Быстроходный вал
Крутящий момент на валу , Диаметр вала в месте посадки ведомого шкива плоскоременной передачи.
(6.1) где - крутящий момент на валу, Округляем по ГОСТ 6636-69 до
Диаметр вала под уплотнением:
Диаметр вала под подшипником:
Диаметр вала под шестерней:
5.3 Промежуточный вал
Крутящий момент на валу , Диаметр вала в месте посадки зубчатого колеса.
Округляем по ГОСТ 6636-69 до
Диаметр вала под подшипником:
5.4 Тихоходный вал
Крутящий момент на валу , Определяем диаметр выходного конца вала: Округляем по ГОСТ 6636-69 до
Диаметр вала под уплотнением:
Диаметр вала под подшипником:
Диаметр вала под зубчатое колесо: .
6. Расчет элементов корпуса редуктора
При определении основных размеров корпуса и крышки пользуясь указаниями (с.55)/5/. Размеры литейных уклонов и радиусов принимаем по рекомендациям (с.45)/5/
6.1 Толщина стенки редуктора где - большее из межосевых расстояний, . Принимаем .
6.2 Расстояние от внутренней поверхности стенки редуктора
- до боковой поверхности вращающейся части:
принимаем с=9мм;
- до боковой поверхности подшипника качения: ;
принимаем с1=3мм;
6.3 Расстояние в осевом направлении между вращающимися частями, смонтированными на
- на одном валу: принимаем
- на разных валах: принимаем
6.4 Радиальный зазор между зубчатым колесом одной ступени а валом другой ступени (min)
принимаем
6.5 Радиальный зазор от поверхности вершин зубьев
- до внутренней поверхности стенки редуктора:
- до внутренней поверхности стенки корпуса:
принимаем
6.6 Расстояние от боковых поверхностей элементов, вращающихся вместе с валом, до неподвижных наружных частей редуктора принимаем
6.7 Ширина фланцев S соединяемых болтом диаметром ,
6.8 Толщина фланцев боковой крышки
6.9 Высота головки болта
6.10 Эскизная компоновка редуктора
Прежде чем начинать эскизную компоновку редуктора, необходимо решить вопрос о смазке подшипников валов. Смазка подшипников валов осуществляется твердой смазкой при окружной скорости колес , так как окружная скорость колес цилиндрической пары промежуточного вала , принимаем тип смазки - твердая смазка.
Эскизную компоновку редуктора выполняют на миллиметровой бумаге в масштабе 1:1, вид горизонтальный по плоскости разъема корпуса и крышки. Вычерчиваем зубчатые колеса, валы, размещаем опоры, очерчиваем контуры фланца корпуса и внутреннюю стенку корпуса. Размещаем прижимные крышки. Размещаем ведущую звездочку в ведомый шкив.
В результате эскизной компоновки для тихоходного вала имеем длину плеч (расстояние) от центра приложения сил (усилий) до точек приложения опорных реакций .
7. Проверочный расчет на выносливость выходного вала редуктора
7.1 Схема нагружения вала (силы, действующие в зацеплении)
Окружное усилие в зацеплении Z3-Z4 по формуле (9.43/1/ с.197)
Радиальное усилие в зацеплении по формуле (9.43/1/с.197).
Нормальное усилие в зацеплении по формуле (9.42/1/с.198).
Нагрузка на вал от муфты:
Реакции опор в двух плоскостях: а) в вертикальной плоскости:
Проверка правильности определения реакций:
б) в горизонтальной плоскости:
Проверка правильности определения реакций:
7.2 Изгибающие моменты в плоскостях
7.3 Эпюра суммарных изгибающих моментов
Результирующие изгибающие моменты, приведенные в одну плоскость в сечение под зубчатым колесом:
7.4 Эпюра крутящих моментов
Все эпюры крутящих и изгибающих моментов представлены на рисунке 3.
7.4 Суммарные реакции в опорах: (приведенные в одну плоскость), которые потребуются при подборе подшипников
Список литературы
1. Иванов М.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. Учеб. Пособие для машиностроительных вузов. М., «Высшая школа», 1975 - 551с
2. Харкевич В.Г «Методические указания . Курсовой проект по курсу «Детали машин и основы конструирования» для студентов специальностей Т.05.04.00 и Т.05.07.00 МТИ, г.Могилев,1999г
3. Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика» для студентов технологических специальностей в 4-х частях, ч.2.Могилев., МТИ, 1991 - 36с
4. Кеворкянц В.Я. «Методические указания к курсовому проекту по курсу «Прикладная механика», Могилев, МТИ, 1991 часть II
5. Курмас, А.С. Скойбеда «Атлас по деталям машин».
6. Пахадня В.П. «Методические указания по дисциплинам «Детали машин» и «Прикладная механика» для студентов механических и технологических специальностей» МГУП, г.Могилев,2003г.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
