Проектирование привода к цепному конвейеру

Расчётно-графическая работа по механике

Выполнила: ст-ка гр. ЭТТ-32 Макеева Е.А.

Саратовский государственный технический университет

Саратов 2006

ЗАДАНИЕ №6 ВАРИАНТ №4

Дано: P3=8,5 кВт, W3=1,4*π об/мин, Lh=5 лет.

I. Кинематический расчет привода.

Выбор электродвигателя.

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

1.1 Требуемая мощность рабочей машины:

Ррм=8,5 кВт.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где ηз.п – закрытой передачи (ηз.п=0,75…0,85=0,8);

η о.п – открытой передачи (нет);

ηм. – муфты (ηм.≈0,98);

ηп.к. – подшипник качения (ηп.к.=0,99…0,995=0,993);

ηпод.с. – подшипник скольжения (ηпод.с.=0,98…0,99=0,985).

η=0,8*0,98*0,993*0,985=0,767,

Требуемая мощность двигателя, кВт:

Pдв=

Pдв=кВт.

Номинальная мощность двигателя Рном, кВт:

Значение номинальной мощности выбираем из стандартной таблицы по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности Pдв ≤ Рном

Рном=13 кВт

1.5 Выбираем тип двигателя в соответствии с асинхронной частотой вращения: АО2-62-6 – частота вращения 870 об/мин.

2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка по ступеням.

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nр.м. при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой uз.п. и открытой uо.п передач:

U=,

2.1 Частота вращения приводного вала рабочей машины

W= об/мин,

2.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя nтреб ,об/мин:

nтреб= nвых* uцеп.п.* uзуб.п .* uчерв.п

nтреб=42*(2…4)*(10… 31,5)

nтреб max=5292 об/мин

nтреб min=840 об/мин

Таким образом, выбираем двигатель АО2-62-6 с частотой вращения

n = 870 об/мин

2.3 Общее передаточное число привода:

uпр=,

uпр=

2.4 Передаточное число редуктора uред

Uчерв.=8 – из ряда стандартных чисел.

3.Определение основных параметров привода по валам. 3.1 Распределение мощностей по валам P, кВт:

Pдв.ст=P1=13 кВт,

P2=P1 * ηм.* ηпод.к =13*0,993*0,98=12,6 кВт

P3= P2 * ηз.п.* ηпод.к =12,6*0,8*0,993=10,04 кВт

Распределение частот вращения по валам n, об/мин:

nдв= n1=870 об/мин

n2= об/мин

n3= об/мин

3.3 Распределение угловой скорости W, 1/с:

W1=  1/с

W2=  1/с

W3=  1/с

3.4.Распределение вращающих моментов Т, н*м:

3.5. Выбор муфты.

T=Tн*k, k=1.2…1.5 – коэффициент режима.

Муфты подбирают по диаметру валов.

T=T1*1.3=142,76*1.3=185,58 H*м.

II. Расчет тихоходной закрытой передачи. 1. Выбор материала червяка и червячного колеса.

Материал-БрА10Ж4H4 σв=700 н/мм2, σт=460 н/мм2.Способ отливки - центробежный.

Для нашей передачи с целью повышения КПД принимают закалку ТВЧ

До твердости Н 245 HRC3, шлифование и полирование витков червяка. Сталь 40Х терообработка – улучшение + ТВЧ. Dпред=125 мм. Sпред=80 мм.

1.1Ожидаемая скорость скольжения VS, м/с:

VS= м/с.

T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1107,2 н*м;

W2 – угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;

Uч.п. – передаточное число, Uч.п=8.

VS= м/с

2. Определение допускаемых напряжений. 2.1 Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н, Н/мм2:

[σ]н= 300-25 VS, [σ]н= 300-25*4,076=198,1 Н/мм2;

2.2 Определение допускаемых изгибных напряжений[σ]F ,Н/мм2 :

[σ]F= KFL*(0,08* σв+0,25* σт) ,

где KFL- коэффициент долговечности, ,

где N-число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы- наработка. N=573*W2*Lh,

Lh-срок службы привода (ресурс),ч

W2 – угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;

Lh=t*kг*365*24*kсут,

Lh=5*0,8*365*24*0,32=11212,8 часов.

N=573*11,38*11212,8=73115753,47.

KFL =.

[σ]F=0,62*(0,08*700+0,25*460)=106,02 Н/мм2

3. Определение межосевого расстояния передачи аw , мм:

мм.

Подученное значение межосевого расстояния aw для нестандартной передачи округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69).Принимаем аw=200 мм.

4. Подбор основных параметров передачи.

Число витков червяка z1:

z1=4, т.к. z1 зависит от передаточного числа редуктора изп=8 .

Число зубьев червячного колеса: z2= z1*uчерв..

z2=4*8=32.

Модуль зацепления m, мм:

,

где аw- межосевое расстояние, аw=200 мм.

z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32

мм,

Принимаем m=10 мм. (ГОСТ 66.36-69).

Коэффициент диаметра червяка из условия жесткости q:

q≈(0,212…0,25)*z2,

z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32

q≈0,24*32=7,68,

Принимаем q=8. (ГОСТ 66.36-69)

Коэффициент смещения инструмента x:

аw- межосевое расстояние, аw=200 мм;

m - модуль зацепления, m=10 мм;

q - коэффициент диаметра червяка, q=8;

z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32.

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до — 1 <х <+ 1 .

4.6 Определить фактическое передаточное число Uф и проверить его отклонение ∆U от заданного U:

,

.

4.7 Фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:

aw=0,5*m*(q+z2+2*x),

aw=0,5*10*(8+32+2*0)=200 мм.

5. Основные геометрические размеры передачи, мм.

При корригировании исполнительные размеры червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d2 и начальный dw2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин da2 и впадин df2.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр d1=q*m:

d1=8*10=80 мм, начальный диаметр dw1=m*(q+2*x):

dw1=10*(8+2*0)=80 мм, диаметр вершин витков dа1 =d1+2* m:

dа1=80+2*10=100 мм,

диаметр впадин витков d f1=d1—2,4*m:

d f1=80-2,4*10=56 мм,

делительный угол подъема линии витков : ,

длина нарезаемой части червяка b1=(10+5,5*│x│+z1)*m+ С, где

х -коэффициент смещения При х=0 С= 0,

z1 - число витков червяка z1=4;

m - модуль зацепления, m=10 мм;

b1=(10+5,5*0+4)*10+0=140 мм,

Подученное значение округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69). Принимаем b1=145 мм.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр d2 = dw2= m*z2

d2=10*32=320 мм,

диаметр вершин зубьев da2 = d2+ 2*m(1 + х):

da2=320+2*10*(1+0)=340 мм,

наибольший диаметр колеса daм2 ≤ da2+6*m/(z1+2):

daм2≤340+6*10/(4+2)≤350 мм,

диаметр впадин зубьев df2 = d2 - 2*m(1,2 — х):

df2=320-2*10*(1,2-0)=296 мм,

ширина венца при z1 = 4 bг = 0,315* aw:

bг=0,315*200=63 мм.

По ГОСТу 66.36-69 принимаем bг=63 мм,

радиусы закруглений зубьев Rа= 0,5*d1 - т; Rf= 0,5*d1 + 1,2т:

Rа=0,5*80-10=30 мм,

Rf=0,5*80+1,2*10=52 мм,

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:

sinδ=

sinδ=.

Угол 2δ определяется точками пересечения дуги окружности диаметром

d'= dal - 0,5*т с контуром венца колеса и может быть принят равным 90... 120°

d'=100-0,5*10=95 мм.

6. Проверочный расчет.

6.1 Коэффициент полезного действия передачи:

η=

где γ - делительный угол подъема витков червяка; φ – угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

vs=

где Uф – фактическое передаточное число, Uф=8

w2 – угловаяскорость соответствующего вала, w2=11,38рад/с

d1 – делительный диаметр, d1=80 мм

γ – делительный угол подъёма линии витков, γ=21,8°.

vs= м/с→ φ=1º29´

η=.

6.2 Контактные напряжения зубьев колеса σн, Н/мм2:

,

где  — окружная сила на колесе, Н:

Н,

k— коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

vs= м/с

vs= м/с

При vs<3 м/с, то К=1.

- допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, =214,87 Н/мм2

Н/мм2

176,77≤214,87

Получили недогрузку материала (σн≤[σ]н), а эта разница не превышает 15%, т.е. условие прочности выполняется.