Кинематический расчет привода пластинчатого конвейера

Размещено на http://allbest.ru

1.Кинематический расчет привода

привод машинный передача прямозубый

1.1 Выбор электродвигателя

Электродвигатель выбирают из каталогов по требуемой мощности и частоте вращения. Электродвигатель не проверяют на нагрев, потому что для проектируемых приводов вал машины во время эксплуатации нагружен мало изменяющейся нагрузкой.

Определение требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

Р_Э.Т.=Р_В /_ОБЩ

где Р_В - потребляемая мощность привода, т.е. на выходе для приводного вала;

_ОБЩ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

1) Величину Р_В (кВт) определяют в соответствии с исходными данными задания по формуле:

Р_В = FV = 200,45 = 9 кВт.

2) Величину _ОБЩ определяют в зависимости от КПД () звеньев кинематической цепи привода от вала электродвигателя до приводного вала машины.

_ОБЩ =_{Ц.Б.Ц.Т.М.Б.}•_ЦЕПОП ,

где _ЦЕП - КПД цепной передачи; _Ц.Б.,_Ц.Т - КПД быстроходной и тихоходной цилиндрической передачи редуктора; _М.Б. - КПД муфты быстроходного вала; _ОП - КПД опор приводного вала машины.

По таблице 1: _ЦЕП = 0,93, _Ц.Б = 0,97, _Ц.Т.= 0,97, _М.Б.= 0,98, _ОП =0,99.

_ОБЩ = 0,97²0,980,930,99 = 0,858

Требуемая мощность электродвигателя: Р_Э.Т.= 9/0,858 = 10,494 кВт

Определение требуемой частоты вращения

n_Э.Т.=n_Bu_ОБЩ

где n_B - частота вращения приводного (выходного) вала;

u_ОБЩ = () - ожидаемое общее передаточное число привода.

1) Величину n_в (мин^-1) определяют в соответствии с исходными данными задания по формуле:

n_B = = = 21,600 мин^-1

2) Величину u_ОБЩ определяют в зависимости от передаточных чисел передач, которые входят в кинематическую схему привода.

u_ОБЩ = u_ЦЕП u_Ц.Б. u_Ц.Т.

где u_ЦЕП - передаточное число цепной передачи редуктора;

u_Ц.Б - передаточное число быстроходной цилиндрической передачи редуктора;

u_Ц.Т - передаточное число тихоходной цилиндрической передачи редуктора.

u^min = u^min u^min u^min = 1,5•2,5•2,5 = 9,375

u^max = u^max u^max u^max = 4•6,3•5 = 126

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

n^min = n_B u^min = 21,600•9,375 = 203 мин^-1

n^max = n_B u^max = 21,600•126 = 2722 мин^-1

Выбор электродвигателя

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуют применять трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели. Эти двигатели наиболее универсальны и надежны в эксплуатации.

Электродвигатель выбирают с учетом условий:

1) Р_Э Р_Э.Т. 2) n_Э.Т. = (203... 2722) мин^-1

Мощность ближайшего двигателя Р_Э = 11 кВт > Р_Э.Т. = 10,494 кВт . По диапазону требуемой частоты вращения подходят несколько двигателей. Предварительно выбираем два наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу:

Тип электродвигателя	РЭ, кВт	nЭ, мин-1	Тmax/Т	d1, мм
АИР132M4	11	1447	2,2	38
АИР160S6	11	970	2,5	48

1.2 Определяем передаточные числа передач привода

Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:

u_ОБЩ = n_Э/ n_B = 1447/21,600 = 66,99

u_ОБЩ = n_Э/ n_B = 970/21,600 = 44,91

Определяем передаточное число редуктора с учетом передаточного числа цепной передачи, которое принимаем: u_ЦЕП = 2,0; u_ЦЕП = 2,5; u_ЦЕП = 3,15

Двигатель АИР132M4: Двигатель АИР160S6:

u_РЕД= u_ОБЩ/ u_ЦЕП = 66,99/2,0 = 33,50; u_РЕД = u_ОБЩ/ u_ЦЕП = 44,91/2,0 = 22,45;

u_РЕД= u_ОБЩ/ u_ЦЕП = 66,99/2,5 = 26,80; u_РЕД = u_ОБЩ/ u_ЦЕП = 44,91/2,5 = 17,96;

u_РЕД= u_ОБЩ/ u_ЦЕП = 66,99/3,15 = 21,27; u_РЕД= u_ОБЩ/ u_ЦЕП = 44,91/3,15 = 14,26;

Результаты расчетов u_РЕД заносим в таблицу:

Двигатель	РЭ,кВт	nЭ, мин-1	uОБЩ	uРЕД при
				uЦЕП = 2,0	uЦЕП = 2,5	uЦЕП =3,15
АИР132M4	11	1447	66,99	33,50	26,80	21,27
АИР160S6	11	970	44,91	22,45	17,96	14,26

Выбираем для проектирования:

u_РЕД = 17,96; u_ЦЕП = 2,5; u_ОБЩ = 44,9; n_Э = 970 мин^-1.

Определяем передаточные числа и_Б быстроходной и u_Т тихоходной ступеней редуктора.

u_Т = 0,88 = 0,88 = 3,73

u_Б = u_РЕД/u_Т = 17,96/3,73 = 4,82

Расчетные значения u_Б и u_Т округляем до ближайшего стандартного

u_Т = 4 ; u_Б = 5.

Уточняем передаточное число редуктора: u_РЕД = u_Б u_Т = 5•4 = 20,00

С учетом принятых значений u_Б и u_Т уточняем передаточное число цепной передачи:

u_ЦЕП = u_ОБЩ / u_РЕД = 44,9/20,00 = 2,25.

Результаты расчета передаточных чисел передач заносим в таблицу:

Электродвигатель	Передаточные числа
РЭ,кВт	nЭ, мин-1	uОБЩ	uРЕД = uБ uТ	uЦЕП
11	970	44,9	20,00 = 5•4	2,25

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода

Частота вращения

1. вал электродвигателя: n_Э = 970 мин^-1;

2. быстроходный вал редуктора: n_Б = n_Э = 970,000 мин^-1;

3. промежуточный вал редуктора: n_П = n_Б /u_Б = 970,000/5 = 194,000 мин^-1;

4. тихоходный вал редуктора: n_Т = n_П / u_Т = 194,000/4 = 48,500 мин^-1;

5. вал машины (приводной вал): п_В= п_Т / u_ЦЕП = 48,500/2,25 = 21,600 мин^-1.

Полученное значение частоты п_В = 21,600 мин^-1 совпадает с величиной

п_В = 21,600 мин^-1, которую определяли выше по исходным данным.

Мощность:

1. вал электродвигателя: Р_Э.Т = 10,494 кВт;

2. быстроходный вал редуктора: Р_Б = Р_Э.ТМ.Б. = 10,4940,99 = 10,389 кВт;

3. промежуточный вал редуктора: Р_П = Р_БЦ.Б.= 10,3890,97 = 10,077 кВт;

4. тихоходный вал редуктора: Р_Т = Р_ПЦ.Т.= 10,0770,97 = 9,775 кВт;

5. вал машины (приводной): Р_В = Р_ТЦЕПОП = 9,7750,930,99 = 9,000 кВт.

Полученное значение мощности Р_В = 9,000 кВт совпадает с величиной потребляемой мощности Р_В = 9 кВт, которую определяли выше по исходным данным.

Вращающие моменты

1. вал электродвигателя: Т_Э= 9554Р_Э.Т /n_э = 955410,494/970 = 103,311 Нм,

2. быстроходный вал редуктора: т_б = Т_ЭМ.Б. = 103,311•0,99 = 102,278 Нм;

3. промежуточный вал редуктора: Т_П = Т_БЦ.Б.u_Б = 102,278•0,97•5 = 496,047 Н•м;

4. тихоходный вал редуктора: Т_Т = Т_ПЦ.Т.u_Т = 496,047•0,97•4 = 1924,661 Н•м;

5. вал машины (приводной): Т_В = Т_ТЦЕПОП•u_ЦЕП = 1924,661•0,93•0,99•2,25 = 3978,875 Н•м.

Результаты расчета n, Р, Т заносим в таблицу:

Вал привода	n , мин-1	Р, кВт	Т, Н?м
Вал двигателя	970	10,494	103,311
Быстроходный вал	970,000	10,389	102,278
Промежуточный вал	194,000	10,077	496,047
Тихоходный вал	48,500	9,775	1924,661
Вал машины	21,600	9,000	3978,875

2. Расчет тихоходной цилиндрической прямозубой передачи на прочность

Исходные данные

Параметр	Тихоходная передача редуктора
1. Кинематические и силовые параметры а) передаточное число u ; б) частота вращения шестерни n1, мин-1; в) вращающий момент шестерни T1, Нм; г) вращающий момент тихоходного вала TT, Нм	u = 4 n1 = 194,0 Т1 = 496,05 ТТ = 1924,66
2. Сведения о схеме передачи: а) вид передачи б) расположение колес относительно опор	прямозубая несимметричное
3. Требуемая долговечность Lh , ч	Lh = L365KГ 24KC = 73650,3240,6 = 11038
4. Режим нагружения:	постоянный

2.1 Проектировочный расчет

Выбор материала и твердости колес

Расчет выполняем для прямозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом T_T = 1924,66 Нм. В соответствии с рекомендациями для прямозубой передачи и вращающем моменте T_T > 1000 Нм выбираем вариант № 12 материала колес передачи:

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость расчетная
Шестерня	40ХН	Закалка ТВЧ	Н1 = 50 HRC	800
Колесо	40ХН	Закалка ТВЧ	H2 = 50 HRC	800

Ориентировочное значение межосевого расстояния

1. Ориентировочное значение межосевого расстояния :

a'_W = K(u + 1) = 6(4 + 1) = 149,6 мм,

где значение коэффициента К = 6 выбираем по таблице.

Определяем окружную скорость передачи:

V = 2a_Wn₁ = 23,14149,6194,0 = 0,608 м/с.

610⁴(u + 1) 610⁴(4 + 1)

Ориентируясь на передачи для общего машиностроение, принимаем степень точности n_СТ = 8.

Допускаемые напряжения

Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

_H?im1.2 = 17H_HRC + 200 = 1750 + 200 = 1050 МПа,

2. Коэффициенты запаса прочности : S_H1 = 1,2, S_H2 = 1,2

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) по таблице базовое число циклов напряжений:

N_HG1 = 8,1710⁷ циклов; N_HG2 = 8,1710⁷ циклов;

б) действительное число циклов нагружения на заданный ресурс

N_К1 = 60n₁L_h = 60194,011038 = 12,84810⁷, N_К2 = N_К1/u = 12,84810⁷/4 = 3,21210⁷,

в) коэффициент режима и номер режима нагружения

X = (a_ib_i) = 1,000

По таблице наиболее близок 0 режим нагружения для которого _H = 1,

тогда эквивалентное число циклов нагружения колес передачи:

N_HE1 = N_К1H = 12,84810⁷1 = 12,84810⁷, N_HE2 = N_К2H = 3,21210⁷1 = 3,21210⁷,

Коэффициенты долговечности

Z_N1 = = = 0,927, принимаем Z_N1 = 1,000,

Z_N2 = = = 1,168, принимаем Z_N2 = 1,168

Условие выполняется: Z_N1 1; Z_N2 1.

4. Коэффициенты шероховатости : Z_R1 = Z_R2 = 0,95.

5. Коэффициенты окружной скорости : Z_V1 = 1, Z_V2 = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

[]_H1 = _H?im1Z_N1Z_R1Z_V1/S_H1 = 10501,0000,951/1,2 = 831,25 МПа ,

[]_H2 = _H?im2Z_N2Z_R2Z_V2/S_H2 = 10501,1680,951/1,2 = 971,15 МПа

Для расчета прямозубой цилиндрической передачи принимаем меньшее допускаемое контактное напряжение

[]_H = 831,25 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе :

_F?im1 = 700,00 МПа , _F?im2 = 700,00 МПа ,

2. Коэффициенты запаса прочности : S_F1 = 1,7; S_F2 = 1,7.

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) показатели степени кривой усталости: q₁ = 9; q₂ = 9;

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

N_FE1 = N_К1F = 12,84810⁷1 = 12,84810⁷ , N_FE2 = N_К2F = 3,21210⁷1 = 3,21210⁷

Коэффициенты долговечности:

Y_N1 = = = 0,680, принимаем Y_N1 = 1,0,

Y_N2 = = = 0,793, принимаем Y_N2 = 1,000.

Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем Y_R1 = Y_R2 = 1 (полагаем, что R_Z < 40 мкм).

Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем YA = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

[]_F1 = _F?im1Y_NY_RY_A/S_F1 = 700,001,011/1,7 = 411,8 МПа, []_F2 = _F?im2Y_NY_RY_A/S_F2 = 700,001,00011/1,7 = 411,8 МПа.

Межосевое расстояние передачи

a_W = 450(u + 1) ;

1. Коэффициент ширины зубчатого венца: ba = 0,250

bd = 0,5bа(u + 1) = 0,50,250(4 + 1) = 0,625

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем K_A = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: K_HV = 1,030.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы: K_H = 1,04 (значение получаем интерполированием для менее твердого колеса при bd = 0,625 и несимметрично расположенной шестерни тихоходной передачи).

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев: K_H = 0,71.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки:

K_H = 1 + (K_H - 1)K_H = 1 + (1,04 - 1)0,71 = 1,0284

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы:

K_H = 1 + 0,06(n_CT - 5) = 1 + 0,06(8 - 5) = 1,18

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки:

K_H = 1 + (K_H - 1)K_H = 1 + (1,18 - 1) 0,71 = 1,1278

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности:

K_H = K_AK_HVK_HK_H = 11,0301,02841,1278 = 1,195

Межосевое расстояние: a_W = 450(4 + 1) = 213,8 мм.

Принимаем стандартное межосевое расстояние a_W = 220 мм

Модуль передачи

Для расчета минимального значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса b₂ = baa_W = 0,250220 = 55,0 мм, принимаем b₂ = 56 мм.

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки K_A = 1.

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения K_FV = 1,013.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:

K_F = 0,18 + 0,82K_H = 0,18 + 0,821,04 = 1,033

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями: K_F = K_H = 1,18,

Коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности :

K_F = K_AK_FK_FVK_F = 11,0331,0131,18 = 1,234

Минимальное значение модуля :

m = KmKFT₁(u + 1) = 2,810³1,234496,05(4 + 1) = 1,690 мм

a_Wb₂[]_F 22056411,8

где []_F = []_F2 - минимальное допускаемое напряжение изгиба.

Определяем интервал значений модуля по условию:

m = (0,01…0,02)а_W = (0,01…0,02)220 = 2,2…4,4 мм, принимаем стандартный модуль m = 4 мм.

Основные размеры передачи

1. Число зубьев, угол наклона.

а) Суммарное число зубьев:

Z = Z₁ + Z₂ = 2a_W/m = 2220/4 = 110,0

б) Число зубьев шестерни и и колеса:

Z₁ = Z/(u + 1) = 110,0/(4 + 1) = 22,0, Z₂ = Z - Z₁ = 110,0 - 22,0 = 88,0

2. Фактическое передаточное число: u_Ф = Z₂/Z₁ = 88,0/22,0 = 4,000

|u_Ф - u|/u100 % = 0,000 % < 4 %

Для дальнейших расчетов принимаем u = u_Ф = 4,000.

3. Основные геометрические параметры:

1) делительное межосевое расстояние

а = Zm/2 = 110,04/2 = 220 мм

2) делительный диаметр шестерни и колеса

d₁ = mZ₁ = 422,0 = 88,0 мм, d₂ = mZ₂ = 488,0 = 352,0 мм

3) диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

da1 = d₁ + 2m = 88,0 + 24 = 96,0 мм, da2 = d₂ + 2m = 352,0 + 24 = 360,0 мм

4) диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

df1 = d₁ - 2,5m = 88,0 - 2,54 = 78,0 мм, df2 = d₂ - 2,5m = 352,0 - 2,54 = 342,0 мм

5) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b₂ = baa_W = 0,250220 = 55,0 мм, принимаем b₂ = 56 мм , b₁ = b₂ + 5 = 56 + 5 = 60 мм

2.3 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную прочность

Контактные напряжения:

_H = = = 793,5 МПа

Контактная прочность обеспечена: _H = 793,5 МПа < [_H] = 831,3 МПа, недогрузка составляет 4,54 % что допускается.

Расчет на прочность при изгибе

1. Силы в зацеплении:

Окружная сила: Ft1 = Ft2 = 2T₁10³/d₁ = 2496,0510³/88,0 = 11274 H

Радиальная сила: F_r1 = F_r2 = F_ttg = 11274tg20 = 4103 H

2. Коэффициенты формы зуба:

Y_FS1 = 3,47 + 13,2/Z₁ = 3,47 + 13,2/22,0 = 4,070,

Y_FS2 = 3,47 + 13,2/Z₂ = 3,47 + 13,2/88,0 = 3,620

3. Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба: Y = 1 - /100 = 1

4. Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев: Y = 1,0 - для прямозубой передачи.

Напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

_F2 = FtK_F Y_FS2YY = 112741,2343,62011,0 = 224,90 МПа

b₂ m 564

_F1 = _F2Y_FS1/Y_FS2 = 224,904,070/3,620 = 252,86 МПа

Прочность зубьев на изгиб обеспечена:

_F2 = 224,90 МПа []_F2 = 411,76 МПа, _F1 = 252,86 МПа []_F1 = 411,76 МПа

Размещено на Allbest.ru