Кинематический расчет привода. Определение параметров двигателя по валам. Расчет зубчатых передач по тихоходной ступени. Проектный расчет валов и подшипников. Расстояние между деталями передач. Расчет на статическую прочность, на сопротивление усталости.
Аннотация к работе
Данное изделие применяется как средство с помощью которого осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности ,строительстве ,сельском хозяйстве, на транспорте. Основным элементом данного изделия (привода цепного конвеера) является соосный двухступенчатый цилиндрический редуктор. По сравнению с развернутой схемой, недостатком сосной схемы является: а) затруднительность обеспечения такой разбивки передаточного числа по ступеням, при которой полностью используется нагрузочная способность первой степени; б) наличие лишь одного входного и выходного концов валов, что стесняет возможности общей компоновки привода; в) затруднительность смазки подшипников, расположенных в средней части корпуса редуктора. Кинематический расчёт привода Исходные данные: Ft=6 кН - окружная сила на барабане; V=0,8 м/с - скорость ленты; D=355 мм - диаметр барабана; Режим нагружения - 5; Определим недостающие исходные данные: Потребляемая мощность привода (мощность на выходе) определяется по формуле: Рб = Ft?V = 6?0,8 = 4,8 кВт Определим частоту вращения барабана: wб = 2?V/Dб = 2?0,8/0,355 = 4,5 рад/с wб = p?nб/30 ? nб = 30?wб/p = 30?4,5/3,14 = 42,97 об/мин Найдем вращающий момент на выходе вала редуктора: Тб = Pб / wб = 4,8/4,5 = 1,066 кН 1.1 Выбор электродвигателя Общий КПД привода: hобщ=hцил2 где hцил -КПД зубчатой цилиндрической передачи; По справочным данным hцил=0,97; hобщ=0,972=0,94 Определим требуемую мощность электродвигателя: P?дв=Pб/hобщ=4,8/0,94=5,1 кВт Подбираем двигатель ближайшей, большей мощности, допускается подобрать двигатель и меньшей мощности, если перегрузка не более 10% Просчитаем двигатель мощностью 5,5кВт, этот двигатель имеет мощность немного больше требуемой и будет работать без перегрузки. Выбираем двигатель более компактный и имеющий меньшую массу, этим двигателем является двигатель АИР132S6/960. 1.2 Определим параметры двигателя по валам 1й вал (двигателя): Расчет производим по потребной мощности электродвигателя (P?дв) P1=P?дв=5,1 кВт w1=wдв=p?nдв/30=3,14?960/30=100,53 рад/с Т1=Р1/w1=5100/100,53 =50,73 н?м 2й вал P2=P1?h1,2= P1?hцил=5100?0,97=4947 кВт w2=w1/u1,2=w1/uцил=100,53/5,63=17,86 рад/с Т2=Р2/w2=4947/17,86=277 н?м n2=30?w2/p=30?17,86/3,14=170,55 об/мин 3й вал P3=P2?h2,3= P2?hцил=4947?0,97=4798,59 кВт w3=w2/u2,3=w2/uцил=17,86/3,97=4,5 рад/с Т3=Р3/w3=4798,59/4,5=1066,35 н?м n3=30?w3/p=30?4,5/3,14=42,97 об/мин Проверка: В проверке значения на 3м валу должны совпадать с исходными данными. Определим погрешности расчетов: DР3= (Рб- Р3)/ Р3=[(4800-4798,59)/4798,59]?100%=0,029% Dw3= (wб- w3)/ w3=[(4,5-4,5)/4,5]?100%=0 DT3= (Tб- T3)/ T3=[(1066-1066,35)/1066,35]?100%=0,033% 2. Расчёт зубчатых передач 2.1 Расчёт зубчатых передач по тихоходной ступени Исходные данные: Т1 - вращающий момент на шестерне [Н?м]; n1 - частота вращения шестерни [мин-1]; u - передаточное число; Lh - время работы передачи (ресурс) [ч.] Выбор твердости, термической обработки и материала колес. Твердость сердцевины зуба соответствует термообработке улучшение 269…302 НВ. Допускаемые контактные напряжения [s]н1 для шестерни и [s]н2 для колеса определяют по общей зависимости (но с подстановкой соответствующих параметров для шестерни и колеса), учитывая влияние на контактную прочность долговечности (ресурса), шероховатости сопрягаемых поверхностей зубьев и окружной скорости: [s]н=sHlimZNZRZV/SH Предел контактной выносливости sHlim вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости (НВср или HRCэ ср) на поверхности зубьев (табл. 2.2,стр12). sHlim=2?НВср 70=2?286 70=642 мПа Для шестерни: средняя твердость на поверхности равна 48 HRCэ sHlim =17? HRCэ ср 200=17?48 200=1016 мПа Минимальное значение коэффициента запаса прочности с однородной структурой материала: Для колеса: SH=1,1 Для шестерни: SH=1,2 Коэффициент долговечности ZN учитывает влияние ресурса ZN=6O(NHG/NK) при условии 1?ZN?ZNmax (2.1) Для зубчатого колеса: Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев: NHG=30НВср2,4=30?2862,4=2,3?107 ?12?107 Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час: Nk=60nnзLh где nз - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым). Поэтому при NK>NHG принимают NK=NHG ?ZN=1, что и учитывает первый знак неравенства (2.1) Для шестерни: Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев (для шестерни твердости поверхностей зубьев равна 48 HRCэ=460 НВ): NHG=30НВср2,4=30?4602,4=7,37?107 ? 12?107 Ресурс Nk передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n, мин-1 и времени работы Lh, час: Nk=60nnзLh где nз - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот (численно равно числу колес, находящихся в зацеплении