Расчет привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание

Спроектировать привод цепного конвейера, содержащий асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами и стандартную компенсирующую муфту.

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр=P₄/з, (2.1)

где Р₄ - мощность на ведомой звездочке (на выходе привода), кВТ;

з - КПД привода.

з=з_к.р.•з_з•з_п^t•з_м (2.2)

где з_к.р., з_з, з_п, з_м - соответственно КПД клиноременной, зубчатой передач, пары подшипников качения и компенсирующей муфты;

t - число пар опорных подшипников редуктора.

Примечание: в формуле (2.2) принято, что КПД всех подшипников одинаковы.

Руководствуясь рекомендациями /1, с. 5/, принимаем: з_к.р.=0,97, з_з=0,98, з_п=0,99, з_м=0,99.

После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода

з = 0,97•0,98•0,99²•0,99 = 0,9224

и требуемую мощность электродвигателя

Р_тр = 6,5/0,9224 = 7,047 кВт.

С учетом требуемой мощности Р_тр=7,047 кВт выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S4 с номинальной мощностью Р_ном=7,5 кВт.

Для асинхронных двигателей с мощностью 7,5 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения n_ном: 731, 968, 1455, 2925 ^об/_мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим среднее передаточное отношение привода i_ср, вычисленное путем перемножения рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для клиноременной и зубчатой передач соответственно i_{ср. к.р.}=3, i_{ср. з.}=3 /1, с. 7/. После перемножения получим в результате i_ср=3•3=9.

При таком передаточном отношении привода i_ср и частоте вращения вала конвейера n₄ потребуется двигатель с частотой вращения n=i_ср•n₄=9•80=720 ^об/_мин.

Окончательно выбираем /1, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный двигатель марки 4А160S8УЗ с номинальной частотой вращения n_ном=731 ^об/_мин, скольжением s=2.5% и отношением пускового момента к номинальному T_п/T_ном = 2 /1, с. 390/

1.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения его входного вала n_дв=731^об/_мин

i=n_дв/n_4. (2.3)

Расчет по формуле (2.3) дает i=731/80=9.14.

Примем /1, с. 36/ передаточное отношение для зубчатой пары i_з=3.15.

Тогда на долю клиноременной передачи остается передаточное отношение

i_к.р.=i/i_з=9.14/3.15=2.9.

1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

Частоты вращения валов:

n₁=n_ном=731^об/_мин - частота вращения вала электродвигателя;

n₂=n₁/i_к.р.=731/2.9=252.1^об/_мин - частота вращения шкива клиноременной передачи (быстроходного вала редуктора);

n₃=n₂/i_з=252.1/3.15=80 ^об/_мин - частота вращения тихоходного вала редуктора;

n₄=n₃=80 ^об/_мин - частота вращения вала конвейера

Угловые скорости валов:

щ₁=р•n₁/30=3.14•731/30=76.55 ^рад/_с;

щ₂=щ₁/i_к.р.=76.55/2.9=26.4 ^рад/_с;

щ₃=щ₂/i_з=26.4/3.15=8.38 ^рад/_с;

щ₄=щ₃=8.38 ^рад/_с.

Мощности на валах привода

Примечание - Дальнейшие расчеты выполнены на номинальную мощность двигателя с целью возможности её использования в перспективе.

P₁=P_ном=7.5 кВт;

P₂=P₁•з_к.р.•з_п=7.5•0.97•0.99=7.20225 кВт;

Р₃=Р₂•з_з•з_п=7.20225•0.98•0.99=6.99 кВт;

P₄=P₃•з_м=6.99•0.99=6.92 кВт.

Моменты на валах привода:

T₁=P₁/щ₁=7.5•10³/76.55=97.98 H•м;

T₂=P₂/щ₂=7.20225•10³/26.4=272.8 Н•м;

T₃=P₃/щ₃=6.99•10³/8.38=834.13 Н•м;

T₄=P₄/щ₄=6.92•10³/8.38=825.78 Н•м.

Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя) Т_1max=T_п=2T_ном (см. п. 2.1.3).

Номинальной мощности двигателя Р_ном=7,5 кВт соответствует номинальный момент Т_ном=Р_ном/щ₁=7,5•10³/76,55=97,98 Н•м. Отсюда Т_1max=2T_ном=2•97,98=195,95 Н•м.

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности (см. п. 2.3.4), в Т_1max/T₁=195.95/97.98=2 раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Т_1max=2•T₁=2•97.98=195.95 Н•м;

Т_2max=2•T₂=2•272.8=545.6 Н•м;

Т_3max=2•T₃=2•834.13=1668.26 H•м;

Т_4max=2•T₄=2•825.78=1651.56 Н•м.

Результаты расчетов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 - Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала по рис. 1.1	n, об/мин	щ, рад/с	Р, кВт	Т, Н•м	Тmax, Н•м
1	731	76.55	7.5	97.98	195.95
2	252.1	26.4	7.2	272.8	545.6
3	80	8.38	6.99	834.13	1668.26
4	80	8.38	6.92	825.78	1651.56

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Выбираем материалы шестерни и колеса со средними механическими характеристиками по таблице 3.3 /1, с. 34/:

Шестерня Колесо

Марка стали: 45 45

Термообработка: Улучшение

Твердость: НВ 230…260 НВ 200…225

Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае /1, с. 33/

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /1, с. 34/ будет равно= 2НВ +70=2•200+70=470 МПа.

Т.к. число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то примем К_HL=1 /1, с. 33/.

Коэффициент безопасности примем [S_H]=1,15 /1, с. 33/, то подставляя все данные в формулу (3.1) получим допускаемое контактное напряжение для колеса:

Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляются по формуле /2, с. 40/

где у_{F lim b} - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствующий базовому числу циклов;

K_FL - коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

K_FC - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья (в случае реверсивной передачи);

[S_F] - допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности).

По рекомендации /1, с. 43…45/ выбираем:

- для нормализованных и улучшенных сталей у_{F lim b}=1,8 НВ;

- при использовании нереверсивного привода K_FC=1

- для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [S_F]=1,75.

- коэффициент долговечности K_FL=1 /2, с. 41/.

Расчет по формуле (3.2) дает допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса соответственно:

2.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической прямозубой передачи /1, с. 32/

(3.2)

где К_а - коэффициент, равный 49,5 для прямозубых колес;

u - передаточное число зубчатой пары;

Т₃ - момент на колесе, Н•м;

К_Нв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

[у_H] - допускаемое контактное напряжение, МПа;

Ш_ba - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число u=i_з=3,15, а момент Т₃=834.13 Н•м (см. разд. 2). Допускаемое контактное напряжение [у_H]=409 МПа (см. п. 3.2.1).

Коэффициент ширины венца Ш_ba=0,25 /1, с. 33/, т.к. передача прямозубая.

К_Нв определяем по таблице 3.1 /1, с. 32/: К_Нв=1,1…1,25, примем К_Нв=1,2.

В итоге расчет по формуле (3.2) дает:

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения a_w=250 мм /1, с. 36/.

Нормальный модуль /1, с. 36/ m_t=(0.01…0.02)•a_w=(0.01…0.02)•250= (2.5…5) мм. Из стандартного ряда модулей /1, с. 36/ берем m_t=4 мм.

Тогда /1, с. 36 - 37/ число зубьев шестерни:

Примем Z₁=30, тогда число зубьев колеса: Z₂=Z₁•u=30•3.15=95

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

d₁=m_t•Z₁=30•4=120 мм, d₂=m_t•Z₂=95•4=380 мм.

Правильность вычислений подтверждается проверкой:

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2•m_t=120+2•4=128 мм,

d_a2=d₂+2•m_t=380+2•4=388 мм.

Диаметры впадин зубьев:

d_f1=d₁ - 2.5•m_t=120 - 2.5•4=110 мм,

d_f2=d₂ - 2.5•m_t=380 - 2.5•4=370 мм.

Ширина колеса:

b₂=ш_ba•a_w=0.25•250=63 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5=63+5=68 мм.

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

2.3 Проверочный расчет прочности зубьев

Расчетное контактное напряжение для прямозубых цилиндрических передач /1, с. 31/

(3.3)

где К_Н - коэффициент нагрузки;

b - ширина колеса расчетная (наименьшая).

Остальные символы расшифрованы ранее.

Окружная скорость колес:

При такой скорости назначаем восьмую степень точности /1, с. 32/.

Коэффициент нагрузки при проверочном расчете на контактную прочность:

K_H=K_Hб•K_Hв•K_Hх, (3.4)

где K_Hб - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

K_Hв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (по ширине венца);

K_Hх - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (динамический коэффициент).

По рекомендациям /1, с. 39,40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:

- K_Hб=1;

- K_Hв=1,017 при значении коэффициента ш_bd1=0.57, твердости зубьев менее HB 350 и несимметричном расположении колес относительно опор;

- K_Hх=1,05 при окружной скорости х < 5 ^м/_с, восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.

Расчет по формуле (3.4) дает K_H=1•1.017•1.05=1.08.

Подставляя все необходимые данные в формулу (3.3) получаем:

Расчет прямозубых цилиндрических колес на выносливость при изгибе вычисляются по формуле /1, с. 41/

(3.5)

где F_t - окружная сила, Н;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба;

b - ширина колеса, находящаяся в зацеплении (минимальная), мм;

m_t - модуль нормальный, мм.

В зацеплении колес действуют следующие силы /1, с. 158/:

- окружная:

- радиальная:

Коэффициент нагрузки /1, с. 42/:

K_F=K_Fв•K_Fх, (3.6)

где K_Fв - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

K_Fх - коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (коэффициент динамичности).

Примем K_Fв=1,047 /1, с. 43, табл. 3,7/, K_Fх=1,25 /1, с. 43, табл. 3,8/

Тогда по формуле (3,6) K_F=1.047•1.25=1.31

Значения Y_F выберем в соответствии с числом зубцов на колесах /1, с. 42/, Y_F1=3.8; Y_F2=3.6.

Подставляя полученные данные в формулу (3,5) получим:

Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.3 допускаемых напряжений [у_F]₁=237 МПа и [у_F]₂=206 МПа.

Геометрические параметры колес, обоснованные расчетами, сведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 - Геометрические параметры колес

Параметры	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, мм	250
Модуль, мм	4	4
Число зубьев	30	95
Делительные диаметры, мм	120	380
Диаметры вершин зубьев, мм	128	388
Диаметры впадин зубьев, мм	110	370
Ширина венцов колес, мм	63	68

3. Выбор муфты и предварительный расчет валов редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

Минимальный диаметр вала определяется по формуле /1, с. 161/:

где Т_n - крутящий момент на n-ном валу, Н•м;

[ф_K] - допускаемое напряжение при кручении, МПа.

Валы 2 и 4 испытывают дополнительные изгибающие консольные нагрузки от ременной и цепной передачи соответственно, поэтому для этих валов возьмем допускаемое напряжение [ф_K]=20 МПа. Для вала 3, который таких нагрузок не несет, возьмем большую величину [ф_K]=25 МПа.

Для всех валов назначим сталь 45 по ГОСТ 1050-88 нормализованную со следующими механическими свойствами /1, с. 34, 162, 164/:

- предел прочности не менее у_в=570 МПа;

- предел текучести не менее у_Т=290 МПа;

- пределы выносливости у_-1=0,43•у_в=0,43•570=246 МПа, ф_-1= 0,58•у_-1= 0,58•246=142 МПа.

Первый вал принадлежит электродвигателю, его диаметр d_в1=48 мм берем из литературы /1, с, 391/.

Для остальных валов расчет по формуле (4.1) дает:

3.2 Выбор компенсирующей муфты

электродвигатель привод вал муфта

В приводах, испытывающих ударные нагрузки, следует устанавливать упругие муфты втулочно-пальцевые, со звездочкой или муфты с торообразной оболочкой.

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации выберем из /1, с. 272, табл. 11.3/: k=1.3…1.5 - для переменной нагрузки, с колебаниями в пределах до 150% номинальной. Примем k=1.4. Тогда: 1.4•834.13=1167.8?[T].

Т.к. третий и четвертый валы имеют различные диаметры по 55 и 60 мм. соответственно, то будет целесообразней выбрать муфту, состоящую из двух полумуфт, с различными присоединительными диаметрами.

Учитывая допускаемое значение момента в муфте и диаметры валов, выберем упругую муфту с торообразной оболочкой 1250-55.1-60.1 ГОСТ 20884 - 82.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А. Чернавский, к.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е издание., перераб. И доп. - М.: Машиностроение. 1998. - 416 с.: ил.

2. Проектирование деталей машин. Часть 1. Пояснительная записка. Учебное пособие. А.Н. Жингаровский, Е.И. Кейн, Е.Л. Суровцев - 3-е издание, исправленное. Ухта. 2007. - 102 с.

Размещено на Allbest.ru