Расчет приводной станции

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет приводной станции

1. Описание привода и редуктора

Привод - это устройство для передачи энергии от двигателя к рабочей машине.

Приводная станция установлена на сварной раме и включает в себя:

- электродвигатель АИР 160 S8 УЗ ГОСТ Р51689-2000 ;

- редуктор типовой цилиндрический двухступенчатый.

- открытая зубчатая цилиндрическая передача.

Редуктор - агрегат, содержащий одну или несколько механических передач, заключенных в герметичный корпус.

Редуктор предназначен для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента Т приводного вала.

Открытая зубчатая передача - тихоходная передача, в приводе стоит между редуктором и рабочей машиной.

2. Исходные данные

Синхронная частота вращения вала электродвигателя 750 мин^-1. Привод установлен на сварной раме.

Состав привода: редуктор типовой цилиндрический двухступенчатый, открытая зубчатая цилиндрическая передача.

Требуемая мощность на валу рабочей машины, Р_р.м.= 5,8 кВт;

Частота вращения вала рабочей машины, n_р.м.=26 мин^-1;

Допускаемое отклонение частоты вращения вала машины, [?n]= 5%;

Срок службы приводной станции при двухсменной работе -8 лет;

Условия эксплуатации: нагрузка - постоянная, равномерная.

1. Кинематический расчет привода

1.1 Кинематическая схема привода

Определение расчетной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу

,

где - общий КПД привода,

;

- КПД цилиндрического двухступенчатого редуктора,

[1,с.24, табл. 1].

- КПД открытой зубчатой передачи,[1,с.24, табл. 1].

,

кВт.

Выбираем электродвигатель по синхронной частоте вращения двигателя и ближайшей мощности:

Марка двигателя: АИР 160 S8 УЗ ГОСТ Р51689-2000:

; ;;; ; ; ; ; ; ; ; ; ; ; .

1.2 Определение общего передаточного числа привода и выбор редуктора

Расчетное передаточное число редуктора ,

,9,

Где - передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи. Принимаем

Тогда.

Необходимый вращающий момент на тихоходном валу редуктора

.

Выбираем цилиндрический горизонтальный двухступенчатый редуктор 1Ц2У?160 с передаточным числоми.

Допускаемая радиальная нагрузка на входном валу, на выход- ном валу[3,с.35, приложение 2].

Тип редуктора	Размеры, мм
			L		I				H		A	B			h	d	n
			не более
1Ц2У-160	160	100	557	475	200	135	170	224	345	170	425	206	195	140	24	24	4

Табл

Тип редуктора	Размеры, мм
	d		I		b	t
1Ц2У-160	45	М30х2,0	110	82	12	5,0	55	М36х3,0	110	82	14	5,5

Уточнение передаточного числа открытой зубчатой передачи

Принимаем .

Передаточное число открытой зубчатой цилиндрической передачи оказалось в пределах рекомендуемых величин [1, с.25, табл.2].

1.3 Определение мощностей, частот вращения и вращающих моментов на валах привода

Определение мощности на валах:

? валу рабочей машины ;

? выходном валу редуктора;

? входном валу редуктора; ;

? валу электродвигателя .

Определение частоты вращения валов:

? вала электродвигателя;

? входного вала редуктора;

? выходного вала редуктора; ;

? вала рабочей машины .

Отклонение от заданной частоты вращения вала рабочей машины

.

Определение вращающих моментов на валах:

? валу двигателя ;

? входном валу редуктора;

? выходном валу редуктора ;

? валу машины .

2. Расчет цилиндрической прямозубой передачи

Исходные данные для расчета:

передаточное число u = 2,8;

частота вращения шестерни;

частота вращения колеса;

вращающий момент на шестерне.

Срок службы передачи при трехсменной работе 8 лет.

Передача нереверсивная, нагрузка постоянная, производство мелкосерийное.

2.1 Выбор материалов и термической обработки колес

При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях к размерам редуктора выбираем материалы [2,c.6, табл.2]:

для шестерни сталь 45, термообработка - нормализация,

твердость = 210;

для колеса сталь 45Л, термообработка - нормализация,

твердость = 180.

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

[] = , МПа ,

Где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений [2,c.10, табл.4]:

для шестерни = 1,75210= 367,5 МПа ;

для колеса = = 1,75180 = 315 МПа ;

- коэффициент долговечности.

где - базовое число циклов напряжений. Для сталей = 4•.

- расчетное число циклов напряжений за весь срок службы

передачи .

При постоянном режиме нагружения

= 60 n c ,

где n - частота вращения шестерни, колеса, ;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса.

Длянереверсивной передачи с = 1;

- срок службы передачи

= 2920 L, ч,

где L - число лет работы передачи, L = 8 лет;

- коэффициент годового использования передачи, = 0,85;

- число смен работы передачи в сутки,= 3.

= 292080,853=59568 ч.

Расчетное число циклов напряжений:

для шестерни = 60 с = 6078159568 =28 ;

для колеса = 60 с = 6026159568 = 10 .

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни

=28и для колеса = 10 больше базового числа циклов = 4, то принимаем =1,0.

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни= 0,4= 147 МПа,

для колеса =0,4 = 126 МПа.

2.3 Числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем = 24, тогда = = 24*3= 72.

2.4 Определение модуля зацепления

, мм,

где = 14 - вспомогательный коэффициент;

- вращающий момент на шестерне, =802 Н•м;

- коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра. Принимаем =0,3;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

=1+1,1• = 1+1,1•= = 1,33,

где - номер схемы расположения колес. = 1 [2,c.19, рис. 3];

- коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни

=3,47+13,2/= 3,47+13,2/24=4,02.

, мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение модуля

m=8,0 мм [2,с.12 табл. 5].

2.5 Определение геометрических размеров зубчатых колес

Делительные диаметры:

шестерни = m = 824 = 192 мм;

колеса = m = 872 = 576 мм.

Диаметры вершин зубьев:

шестерни = + 2m = 192+ 28= 208 мм ;

колеса = + 2m = 576 + 28= 592 мм .

Диаметры впадин зубьев:

шестерни =- 2,5m = 192 - 2,58 = 172 мм;

колеса = - 2,5m = 576 - 2,58 = 556 мм .

Ширина зубчатого венца:

колеса = 57,6 мм,

шестерни = + 5 = 57,6 + 5 = 62,6 мм .

2.6 Межосевое расстояние передачи

384 мм

2.7 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

, МПа ,

где - окружная сила в зацеплении

= 2000•= 2000•= 7781,25 Н;

- коэффициент нагрузки

 = •

где - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку.

Окружная скорость колес

0.784 м/с.

Для прямозубой передачи назначаем 9-ю степень точности изготовления [2,с.18, табл. 6].

При = 0.784 м/с и 9-й степени точности изготовления передачи

=1,1 [2,с.22 табл. 10].

Тогда = 1,33•1,1 = 1,46.

Коэффициент, учитывающий форму зубьев:

шестерни = 4,02;

колеса = 3,47+= 3,47+=3,654.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса

МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

МПа.

Условие прочности выполняется.

2.8 Проверочный расчет зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

Предельные допускаемые напряжения изгиба

где - предел выносливости зубьев при изгибе, МПа;

- максимальная величина коэффициента долговечности,

=4;

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой

нагрузки, = 1,3;

- коэффициент запаса прочности, = 1,75.

Для шестерни МПа;

для колеса = 936 МПа.

Максимальные напряжения изгиба при перегрузке

где - коэффициент перегрузки. Для привода с асинхронным

электродвигателем при пуске = 2,5 [2,с.25 табл. 11].

Для шестерни

= •2,5 = 225,25 МПа < =1092МПа;

для колеса

= •2,5 = 247,75 МПа <=936 МПа.

Условие прочности выполняется.

3. Выбор стандартной муфты. Проверка элементов муфты

Я выбрала муфту с торообразной вогнутой оболочкой, потому что они отличаются простотой конструкции вследствие уменьшения числа деталей. При одинаковом вращающем моменте муфта имеет меньший наружный диаметр, допускает большие частоты вращения, и существенно уменьшается влияние центробежных сил на упругую оболочку. Осевые силы на валы и опоры от муфты с упругой вогнутой оболочкой снижаются в 2-3 раза по сравнению с муфтой с выпуклым элементом. Основной характеристикой загруженности муфты является номинальный вращающий момент (), установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и по расчетному вращающему моменту.

Расчетный вращающий момент, действующий на муфту

,Нм,

где К-коэффициент динамичности нагрузки [3,c.8, табл.3];

-наибольший вращающий момент на соединяемом валу привода, Н•м;

-номинальный вращающий момент - момент, передаваемый муфтой при длительном режиме работы с постоянной нагрузкой и постоянным направлением вращения, Н•м.

Муфта 2П - 250 - 48 - 1 - 45 - 2 У2 ГОСТ Р 50892-96.

.

Муфты упругие с торообразной оболочкой

Муфты упругие с торообразной оболочкой просты по конструкции и обладают высокими компенсационными свойствами, способностью уменьшать динамические нагрузки, что позволяет применять их в конструкциях, где трудно обеспечить сносность соединяемых валов; при переменных нагрузках, а также при значительных кратковременных перегрузках.

Нормальн вращ момент	Частота вращения , не более	Размеры, мм
		d H7 H9	D				В	д					Винты	,
														z
250	3180	40,42,45	220	215	186	200	68	14,5	245	200	84	60	М8	6	800

Муфты с торообразной вогнутой оболочкой

Прочность оболочки в экваториальном сечении А-А[3,c.15, рис. 5] .

,

где .

Проверочный расчет винта

,,

где требуемая сила затяжки винта, Н;

внутренний диаметр резьбы винта, мм.

.

Напряжение смятия на кольцевой поверхности контакта края упругого элемента с полумуфтой

,.

Список литературы

зубчатый передача электродвигатель редуктор

1. Кинематические расчеты приводов машин: методические указания / сост. А.Л. Кириленко, А.Б. Коновалов, М.В. Аввакумов. - Изд. 2-е, испр.; СПб ГТУРП. ? СПб., 2011. - 29 с.

2. Расчет цилиндрических зубчатых передач: методические указания / сост. М.В. Аввакумов, А.Б. Коновалов; СПбГТУРП. - СПб., 2012. - 45 с.

3. ПРИКЛАДНАЯ МЕХАНИКА: методические указания для выполнения курсовой работы / сост. М.В. Аввакумов, В.О. Варганов, В.А. Романов. - СПбГТУРП. - СПб., 2014. - 47с.

Размещено на Allbest.ru