Проектирование привода

Содержание

Введение

1. Исходные данные

2. Кинематический расчет

2.1 Кинематический анализ схемы привода 2.2 Определение потребной мощности электродвигателя 2.3 Ориентировочная частота вращения электродвигателя 2.4 Выбор электродвигателя 2.5 Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач 2.6 Определение частот вращения валов привода 2.7 Определение мощностей на валах привода 2.8 Определение моментов на валах привода

3. Расчет шевронной передачи

3.1 Исходные данные для расчета 3.2 Выбор материалов зубчатых колес 3.3 Определение допускаемых напряжений 3.4 Проектный расчет передачи 3.5 Проверочный расчет передачи 3.6 Силы в зацеплении

4 Расчет клиноременной передачи

4.1 Исходные данные 4.2 Расчет параметров передачи

5. Проектный расчет валов и выбор подшипников

5.1 Проектный расчет входного вала редуктора

5.1.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

5.1.2 Определение диаметров участков вала

5.2 Проектный расчет выходного вала редуктора

5.2.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

5.2.2 Определение диаметров участков вала

6. Проверочный расчет валов

6.1 Проверочный расчет быстроходного вала 6.1.1 Исходные данные 6.1.2 Определение реакций в опорах 6.1.3 Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность 6.2 Проверочный расчет тихоходного вала 6.2.1 Исходные данные 6.2.2 Определение реакций в опорах 6.2.3 Проверочный расчет на статическую и усталостную прочность

7. Проверочный расчет подшипниковых опор

7.1 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала 7.1.1 Исходные данные: 7.1.2. Расчет опор 7.2 Расчет подшипниковых опор быстроходного вала 7.2.1 Исходные данные: 7.2.2 Расчет опор

8. Выбор и расчет шпоночных соединений

8.1 Шпоночное соединение быстроходного вала редуктора со шкивом ременной передачи. 8.1.1 Исходные данные 8.1.2 Выбор шпонки 8.1.3 Расчет на смятие 8.1.4 Расчет на срез 8.2 Шпоночное соединение тихоходного вала с зубчатым колесом. 8.2.1 Исходные данные 8.2.2 Выбор шпонки 8.3 Шпоночное соединение тихоходного вала редуктора с ведущей звездочкой цепной передачи 8.3.1 Исходные данные 8.3.2 Выбор шпонки 8.3.3 Расчет на смятие. 8.2.3 Расчет на смятие. 8.2.4 Расчет на срез

9. Расчет элементов зубчатых колес редуктора

9.2 Цилиндрическое колесо быстроходной передачи

9.1 Цилиндрическая шестерня шевронной передачи

10. Расчет элементов корпуса редуктора

11. Выбор системы смазки

12. Сборка редуктора

Литература

Введение

В настоящей работе производится расчёт и проектирование "привода к ленточному конвейеру", кинематическая схема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя, который через клиноременную передачу соединяется с одноступенчатым цилиндрическим редуктором (шевронная передача), который в свою очередь через зубчатую муфту соединяется с конвейером. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного вала и увеличения крутящего момента на нём.

 

1. Исходные данные

Привод должен обеспечивать следующие технические характеристики:

1. Мощность на валу барабана Р₄ = 19 кВт;

2. Частота вращения вала барабана 125 об/мин;

3. Срок службы привода L = 10 лет.

4. Коэффициент использования привода в течении года К_год= 0,8;

5. Коэффициент использования привода в течении суток К_сут = 0,5;

6. Режим работы – легкий

7. Реверсивность – реверсивный

8. Продолжительность включения 15%

Рисунок 1

 

2. Кинематический расчет   2.1 Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя, открытой ременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора с шевронной передачей, муфты и приводного барабана.

Таким образом, привод содержит четыре ступени передач:

-  ременная передача, состоящая из ведущего (1) и ведомого (2) шкивов и гибкой связи (ремня) и служащая для передачи мощности от вала I к валу II;

-  шевронная передача редуктора, состоящая из двух зубчатых колес (1 и 2), передающих мощность от вала II к валу III;

-  муфта, передающая мощность от вала III к валу IV.

При передаче мощности имеют место потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в ременной передаче, в двух зубчатых цилиндрических передачах, в муфте и в опорах валов (трех парах подшипников качения и одной паре подшипников скольжения). В виду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности ведущего вала на величину потерь.

  2.2 Определение потребной мощности электродвигателя

Определим мощность на приводном валу барабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане)

Определим общий КПД привода

где h_П1=0,95 – КПД ременной передачи;h_ПК=0,99 – КПД подшипников качения;h_П2=0,97 – КПД цилиндрической шевронной передачи;h_М=0,98 – КПД муфты;h_ПC=0,98 – КПД подшипников скольжения.

Определим потребную мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления)

  2.3 Ориентировочная частота вращения электродвигателя

Частота вращения выходного вала

Ориентировочное передаточное число привода

u_O’= u₁’× u₂’ ×=2×4=8,

где u₁’=2 – ориентировочное значение передаточного числа ременной передачи;u₂’=5 – ориентировочное передаточное число шевронной редуктора;

Тогда ориентировочная частота вращения вала электровигателя

n_ДВ’= n_ВЫХ × u_O’=125×8=1000 об/мин.

  2.4 Выбор электродвигателя

По исходным данным: P_ПОТ=21,9 кВт и n_ДВ’=1000 об/мин по данным прил. 1 [6] выбираем асинхронный электродвигатель основного исполнения марки 4А200М6У3, мощность которого P_ДВ=22 кВт, частота вращения n_ДВ =975 об/мин и диаметр вала d_ДВ =60 мм (см. прил. 2 [6]).

  2.5 Определение общего передаточного числа привода и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное число привода определяется по формуле

Произведем разбивку общего передаточного числа привода по ступеням передач. Передаточное число ременной передачи принимаем u₁=2. Тогда передаточное число редуктора

Таким образом, окончательно в результате разбивки имеем:

u₁=2 – передаточное число ременной передачи;

u₂=3,95 – передаточное число шевронной передачи редуктора;

При этом общее передаточное число привода будет равно

u_O=u₁× u₂ =2×3,9=7,8.

  2.6 Определение частот вращения валов привода

Частота вращения входного вала

Для второго вала

Для третьего вала

Для четвертого вала

  2.7 Определение мощностей на валах привода

Мощность на первом валу привода равна потребной мощности

Мощность на втором валу

Мощность на третьем валу

Мощность на четвертом валу

  2.8 Определение моментов на валах привода

Момент на первом валу привода

Момент на втором валу

Момент на третьем валу

Момент на четвертом валу

Результаты кинематического расчета сведены в таблицу 2.1.

Таблица 2.1

Результаты кинематического расчета

Расчетные параметры	Номер вала
	I	II		III	IV
Передаточное число ступени	2		3,9		1
Частота вращения n, об/мин	975	487,5		125	125
Мощность P, кВт	21,9	20,6		19,78	19
Момент Т, Н×м	214,5	403,5		1511,2	1451,6

 

3. Расчет шевронной передачи   3.1 Исходные данные для расчета

- вращающий момент на валу шестерни T₁ = 403,5 Н∙м;

- скорость вращения шестерни n₁= 478,5 об/мин.;

- передаточное число передачи u = 3,9;

  3.2 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок, принимая, что при передаточном числе зубчатой передачи и > 2.5 шестерня изготавливается в виде вал-шестерни.

Диаметр заготовки колеса равен

Выбираем материалы зубчатых колес по табл. 1.1.[1]. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 40Х, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269...302 НВ, D_m1 = 125 мм, D_m1>D_m твердость поверхности зуба колеса 235...262 НВ, S_m1 = 80 мм, S_m1> S_m. Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

 

 

3.3 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость

Пределы контактной выносливости найдем по формулам табл. 2.1 [1]:

Коэффициенты безопасности S_Н1=l,l, S_Н2=l,l (табл. 2.1 [1]).

Коэффициенты долговечности:

Вазовые числа циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]):

,

Эквивалентные числа циклов напряжений

где м_h= 0,125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы (табл. 3.1 [1]).

Суммарное число циклов нагружения

;

где с = 1; t_h - суммарное время работы передачи,

Здесь ПВ=0,01ПВ%=0,01·15=0,15 – продолжительность включения

В результате расчетов получим:

ч.

;

;

;

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

;

Допускаемые контактные напряжения для шевронной передачи:

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

Для определения входящих в формулу величин используем данные табл. 4.1. [1].

Пределы изгибной выносливости зубьев:

Коэффициенты безопасности при изгибе: S_F1=1,7; S_F2=1,7;

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки, для нереверсивного привода: К_FC1=1; К_FC2=1.

Коэффициенты долговечности

где q_j - показатель степени кривой усталости, q₁ = 6, q₂ =6 (табл. 3.1 [1]);

N_F0=4·10⁶ - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

где м_F1=0,038, м_F2=0,038 – коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы (табл. 3.1 [1]), тогда

;

Поскольку  примем  вычислим

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

;

  3.4 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

, мм

где К_а = 410 для шевронных передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для шевронных передач примем ш_ba= 0,5 (ряд на с. И). На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки К_Н =1.2.

Тогда

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшею: большего стандартного значения (табл. 6.1 [1]): а_w= 200 мм.

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

m_п =(0,01...0,02)a_w = (0,01...0,02)200 = 2...4 мм. J

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль m = 2,5 мм (табл. 5.1 [1]). Суммарное число зубьев передачи

Полученное значение Z’_У округлим до ближайшего целого числа Z_У=139 и определим делительный угол наклона зуба

Число зубьев шестерни

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z₁=28. Число зубьев колеса Z₂ = Z_У – Z₁ = 139 - 28 = 111.

Фактическое передаточное число

.

При  отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 2,5 %.

Поскольку Z₁> 17, примем коэффициенты смещения х₁= 0, х₂= 0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

 мм

Ширину зубчатого венца шестерни b_w1 принимают на 2...5 мм больше чем b_w2. Примем b_w1 = 105 мм. Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности

;

окружности вершин зубьев

;

окружности впадин зубьев

;

Окружная скорость в зацеплении и степень точности передачи

 м/с

Для полученной скорости назначим степень точности передачи n_ст= 8 (табл. 8.1 [1]), учитывая, что n_ст= 8 для закрытых зубчатых передач применять не рекомендуется.

  3.5 Проверочный расчет передачи

Проверка контактной прочности зубьев

Для проверочного расчета зубьев на контактную прочность используем формулу:

где Z_у = 8400 для шевронныхх передач.

Коэффициент контактной нагрузки

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

где А=0.15 для шевронных передач;

K_w - коэффициент, учитывающий приработку зубьев. При НВ₂ ≤ 350 для определения K_w используем выражение

Тогда

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки ПО ширине колеса

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы.

Для определения  найдем коэффициент ширины венца по диаметру

По значению  определим  методом линейной интерполяции (табл. 9.1 [1]), тогда

.

Динамический коэффициент K_HV=1,1 определим методом линейной интерполяции (табл. 10.1. [1])

Окончательно найдем

Проверка изгибист прочности зубьев

Напряжения изгиба в зубе шестерни

Коэффициент формы зуба при х_j = 0

где  - эквивалентное число зубьев

;

;

Коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба на его прочность,

Коэффициент торцевого перекрытия

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

Коэффициент нагрузки при изгибе

.

Для определения составляющих коэффициентов используем следующие зависимости:

Тогда

Напряжение изгиба в зубьях колеса

 

3.6 Силы в зацеплении

Окружная сила

.

Распорная сила

Осевая сила

 

 

4. Расчет клиноременной передачи   4.1 Исходные данные

Крутящий момент на ведущем шкиве Т₁ =214,5 Нм

Частота вращения ведущего шкива n₁ =975 мин

Передаточное число ременной передачиu = 2

Характер нагрузки переменная

4.2 Расчет параметров передачи

Выбор ремня

По величине крутящего момента Т₁ выбираем ремень С нормального сечения (табл. 1.3 [1]). Для этого ремня минимальный диаметр ведущего шкива d_1min = 200 мм, ширина нейтрального слоя b_р = 19 мм, площадь поперечного сечения одного ремня А = 230 мм², масса 1 погонного метра q_m = 0,3 кг/м (табл. 1.3 [1]).

Определение геометрических размеров передачи.

Диаметр ведущего шкива

Округляем d₁ до ближайшего стандартного значения d₁ = 250 мм.

Диаметр ведомого шкива

Округляем d₂ до ближайшего стандартного значения d₂ = 500 мм.

Межосевое расстояние и длина ремня.

Предварительное значение межосевого расстояния

Для определения длины ремня используем зависимость

Округляем L до стандартного значения L=3550 мм.

Принятое |значение L удовлетворяет ограничениям L_min≤L≤L_max (табл. 1.3 [1]).

Уточняем межосевое расстояние по формуле

,

где

Окончательно получим

Угол обхвата на ведущем шкиве

Скорость ремня

Окружное усилие

Частота пробегов ремня

Допускаемое полезное напряжение ,

где у_t0 - приведенное полезное напряжение; С_а - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

С_р - коэффициент режима работы,

Здесь n_c = 2 - число смен работы передачи в течение суток; С_n=0,85 - коэффициент нагружения при переменной нагрузке.

Приведенное полезное напряжение для нормальных ремней

где С_и - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

В результате расчета получим

Число ремней

Зададимся начальным значением Z=3 и по табл. 3.3 выберем С_z =0,95. Определим расчетное число ремней

Полученное значение Z' округлим до ближайшего большего целого числа Z=5. Для этого числа ремней С_z = 0,9 (табл. 3.3). Подставим С_z - в формулу для Z' и в результате расчета получим Z' = 4,39 Поскольку Z’<Z, окончательно примем Z = 5.

Сила предварительного натяжения одного ремня

Сила, действующая на валы передачи,

 

5. Проектный расчет валов и выбор подшипников

 

5.1 Проектный расчет входного вала редуктора

 

5.1.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

Назначаем материал вала – Сталь 40Х, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: s_Т =640 МПа; s_В =790 МПа;

Приближенно оцениваем диаметр консольного участка вала при [t]=25 МПа:

По стандартному ряду принимаем d_B=45 мм.

5.1.2 Определение диаметров участков вала

 

Рисунок 2

Диаметры участков вала (рис. 2) рассчитываем в соответствии с рекомендациями таблицы 1[4].

d_П = d_B+5…10 = 45+5 = 50 мм,

d_БП = d_П +5…10 = 50+5 = 55 мм.

В качестве опор примем подшипник 210 ГОСТ 8338-75

5.2 Проектный расчет выходного вала редуктора

 

5.2.1 Выбор материала и определение минимального диаметра вала

Назначаем материал вала – Сталь 45, термообработка улучшение. Принимаем по табл. 1.5 [1]: s_Т =540 МПа; s_В =780 МПа.

Приближенно оцениваем диаметр консольного участка вала при [t]=25 МПа:

По стандартному ряду принимаем d_B=70 мм.