Кинематический и силовой расчет привода

Введение

Цель курсового проектирования - систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемому приводу: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность.

Цепные конвейеры нашли широкое применение в промышленности. Они используются в подъемно-транспортных машинах и других механизмов. Они отличаются большим диапазоном передаваемых усилий и большей надежностью, по сравнению с передачами других типов.

Для проектируемого привода необходимо выбрать стандартный двигатель и редуктор, а также рассчитать ременную и цепную передачу. Кроме того, необходимо разработать рабочие чертежи вала и ведомой звездочки.

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор стандартного электродвигателя и редуктора

1.1 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Исходные данные:

Мощность на приводном валу: Р_вых = 0,7 кВт;

Частота вращения приводного вала: п_вых = 15 мин^-1;

Найдем общий КПД привода:

?_общ=?_рем·?_чер·?_муф·?³_подш

Согласно справочным данным принимаются следующие значения КПД:

?_рем = 0,94 - КПД клиноременной передачи;

?_чер = 0,75 - КПД закрытой зубчатой конической передачи;

?_муф = 0,98 - КПД цепной передачи;

?_подш = 0,99 - КПД пары подшипников.

Рассчитаем общий КПД привода:

?_общ = 0.94·0.75·0.98·(0.99)³=0.62

Определим требуемую мощность двигателя по формуле:

Р_{дв.треб.}= Р_вых/ ?_общ

Р_{дв.треб.}=0,7/0,62= 1,13 (кВт)

Требуемая частота вращения вала двигателя определяется по формуле:

n _{дв.треб.}= n_вых·U_общ

Найдем общее передаточное число привода U_общ:

U_общ= U_рем· U_чер

В соответствии с рекомендациями, приведенными в справочной литературе предварительно принимаются следующие значения передаточных чисел: U_рем = 3,8 - передаточное число ременной передачи; U_чер = 50 - передаточное число зубчатой конической передачи;

U_общ = 3,8·50 = 190 Таким образом частота вращения вала двигателя составит:

n _{дв.треб.}= 15· 190 = 2850 (мин¹)

По таблице выбираем стандартный двигатель 4А80А/2850 с параметрами: Мощность двигателя; Р_дв = 1,5 кВт;

Частота вращения вала двигателя: n_вала = 2850 мин^-1;

4А - тип двигателя;

80 - высота от оси вращения двигателя до опоры;

А - длина сердечника статора;

4 - число пар полюсов.

1.2 Силовой расчет привода и выбор стандартного редуктора

Определим частоты вращения валов привода.

n₁= n_{дв.табл.} =2850 (мин¹)

n₂ = n₁ /U_рем = 2850/3.80 = 750 (мин^-1)

n₃= n₁ / U_чер=750/50 =15 (мин^-1)

n₄= n₃ = 15 (мин^-1)

Находим мощности на каждом валу привода:

Р₁ = Р_{дв.треб.}=1.13 (кВт)

Р₂= Р₁ ·?_{рем ·} ?_подш =1,13 ·0,94 ·0,99 = 1.05 (кВт)

Р₃= Р₂ ·?_{рем ·} ?_подш =1,05 · 0,75 · 0,99 = 0,78 (кВт)

Р₄ = Р₃ ·?_{рем ·} ?_подш =0,75 ·0,98 ·0,99 = 0,75 (кВт)

Рассчитаем вращающие моменты на соответствующих валах привода:

Т₁=9550 · (P₁ / п₁) =9550 · (1,13/2850) = 3,78 (Н ·м)

Т₂ =9550 · (Р₂/п₂) =9550 · (1,05/750) = 13,37 (Н ·м)

Т₃ =9550 · (Р₃/ п₃) =9550 · (0,78/15) = 496,6 (Н ·м)

Т₄ = 9550 · (Р₄/п₄)=9550 · (0,75/15) = 477,5 (Н ·м)

Редуктор выбираем по следующим параметрам: U_ред ?50

n_{вх.вала ред.} = n₂ = 750 (мин^-1)

T_{вых.вала ред.} =Т₃ = 496,6 (Н ·м)

По справочнику выбираем стандартный редуктор Ч - 125-50-50-2-2-2:

Ч-червячный редуктор, 125 - межосевое расстояние в мм, 50 - передаточное число;

2 - вариант сборки; 2 - вариант расположения червячной пары; 2 - исполнение с лапами со стороны червяка.

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Р = 1.13 кВт - передаваемая мощность;

n₁ = 2850 мин ^-1 - частота вращения меньшего шкива;

U = 4 - передаточное число.

2.1 Крутящий момент на меньшем шкиве

T₁ =9,55·10⁶·P/n₁=9,55·10⁶·1,13/2850=3786,5 (Нмм)

Принимая напряжение предварительного натяжения ремня G₀= 1,2 МПа и предполагая применить минимально допустимый диаметр меньшего шкива определяем допускаемое полезное напряжение в ремне по формуле:

[G_р]=1.51·K_a·K_н

где: 1,51 ~ среднее значение допускаемого полезного натяжения ремня в каиновом ремне стандартной передачи при вышеуказанном условии;

K_a = 0,81 - коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве;

К_н = 0,8 - коэффициент режима нагрузки и длительности работы передачи.

Таким образом: [G_р]=1.51·0,81·0,8=0,978 (МПа)

Вычисляем параметр С - отношение величины крутящего момента на меньшем шкиве к допускаемому полезному напряжению в ремне:

Выбираем тип ремня «О» по ГОСТу 1284.1-80. Минимальный диаметр меньшего шкива D₁ = 63 мм.

Определяем расчетный диаметр большего шкива:

D₂ =U ·D₁ =4·63= 212 (мм)

Округляем полученное значение D₂ до ближайшего стандартного значения: D₂= 252 (мм)

Уточняем передаточное число: U = D₂ / D₁; = 252/63 = 4

Определяем наименьшее межосевое расстояние:

a_min = 0,55 (D₁+ D₂) + h = 0,55 (63 +252) + 6 = 179,25 (мм),

где h = 6 мм - высота профиля ремня.

Определяем ориентировочную длину ремня, мм:

l_ориент=2а_min+W+

_;

Таким образом: 1_оршк = 2179,25+ 494,55+ (8930,25/179,25) = 902,87 (мм)

По ГОСТУ 1284.1-80 выбираем стандартную расчетную длину ремня:

1_станд = 900 мм;

Находим действительное межосевое расстояние:

(мм)

Проверяем угол обхвата на меньшем шкиве:

а =180°- =180°- 120°

Определяем окружное усилие:

Определяем число ремней:

где A =47 мм² - площадь поперечного сечения ремня. Принимаем: Z =2

Определяем силу предварительного натяжения ремней:

F₀ = Z · А = 1.96 · 47 · 1,2 = 110.54 (H) Определяем нагрузку на валы:

F₁ = 2· F₀ · sin =2· 110.54· 0,897 = 198.31 (Н)

3. Предварительный расчет приводного вала

Для соединения выходного вала редуктора с приводным валом редуктора необходимо применить компенсирующую муфту, которая компенсировала бы несоосность соединяемых валов. Эта несоосность возникает в результате того, что редуктор с двигателем расположен на одной раме, а приводной вала конвейера на другой. Можем применить цепную муфту. Консольная сила, приложена к концу вала, берём цепную муфту по:

Найдём консольную силу от муфты:

(Н)

(мм)

Рассчитаем диаметр вала под муфту:

(мм)

Принимаем d_м= 40 мм;

Рассчитаем диаметр вата под подшипник:

d_п=d_муф + 2=40+22.25=44.5 (мм)

где: f = 2,25 мм - высота буртика.

Принимаем диаметр вала под подшипник d_n = 45 мм

Рассчитаем диаметр вала за подшипником:

d_зn =d_n +3,2r = 45 + 3,22,5= 53 (мм)

где r= 2,5 - размер фаски.

Принимаем d_зп=55 мм.

Находим диаметр упорных буртиков:

d_y=d_з.п.+10=55+10=65 (мм)

Расстояние между тяговыми звёздочками равно 650 мм, расстояние от подшипников до звёздочек 100…150 мм.

4. Уточненный расчет приводного вала

4.1 Разработка конструкции опор

Опоры приводного вала находятся достаточно далеко друг от друга и следует брать подшипник качения.

В данном случае целесообразно применять сферические двурядные самоустанавливающиеся подшипники, потому что они допускают небольшой прогиб вала.

Оба подшипника зафиксированы на валу в осевом направлении, в корпусе один подшипник зафиксирован, другой подшипник остаётся свободным (как правило, менее нагружен).

Предварительно намечаем шарикоподшипник радиальный сферический двухрядный лёгкой серии.

Выбираем неразъемный корпус подшипника, берём неразъемный корпус подшипника лёгкой серии.

Выбираем крышку подшипника. Крышки и корпус выбираем в зависимости от подшипника.

4.2 Проверочный расчёт приводного вала

Найдем диаметр звёздочки:

=0.230 (м)

(м/с)

(Н)

 (Н)

(H)

(H)

=0;

Проверка:

=0

1687+3841.4+6139.6-11667=0

Рассчитаем эпюру изгибающих и крутящих моментов приводного вала. Для этого разбиваем вал в местах действия сил на отрезки и рассчитаем значения изгибающих моментов в конечных точках отрезков.

Рассмотрим участок СA:

0<Х<0,125



Х=0,

Х=0,125 (Н·м)

Рассмотрим участок АD:

0,125 <Х< 0,245

(Н·м)

Рассмотрим участок BE:

0 <Х<0.120

737 (Н·м)

Строим эпюру крутящих моментов. Опасное сечение будет в точке D - максимальный крутящий момент.

В опасном сечении произведём расчет вала на усталостную прочность.

4.3 Расчет вала на усталостную прочность

Рассчитываем вал на усталостную прочность в опасном сечении. Выбираем материал сталь 45. Пределы выносливости:

= 900 МПа;

= 380 МПа;

= 230 МПа:

Найдем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

W_нетто =0,00491 Hмм⁴

W_{к нетто}=0,2 Hмм³

Найдем напряжения в опасных сечениях:

МПа

МПа

Предел выносливости вала в рассматриваемом сечении:

()_D=/

()_D=/

Значения и найдем по зависимостям:

где: = 1.7 и = 2.05 - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;

= 0,81 - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения:

= 1.15 - коэффициент влияния шероховатости:

=1,6 - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Таким образом: ()_D Па

()_D = 2,310⁸/1,68 = 1,370⁸ Па

Коэффициент влияния асимметрии цикла для рассматриваемого сечения вала:

(

где: = 0,05 - коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Рассчитаем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

Определяем расчетный коэффициент запаса прочности, при условии что

допускаемое значение данного коэффициента [S]=3:

Т.к. рассчитанный коэффициент запаса прочности больше допустимого значения, значит расчет верен, вал пригоден к использованию.

5. Проверка долговечности подшипников

Предварительно по грузоподъемности выбираем шарикоподшипники сферические двухрядные легкой серии 2207.

Выбираем базовую динамическую грузоподъемность:

С_{r табл}= 12,3 кН

Вычисляем базовую эквивалентную динамическую нагрузку по формуле:

P_E=(V(1=6139,6 H

где: V = 1 - коэффициент вращения

F_r = R_B =6139.6 Н - радиальная нагрузка;

- осевая нагрузка;

- коэффициент радиальной нагрузки;

у = 1 - коэффициент осевой нагрузки;

k_б = 1 - коэффициент безопасности;

k_t = 1 - температурный коэффициент (нормальная температура).

Определим требуемую динамическую грузоподъемность подшипников:

где; = 365 24Т_сл k_сут k_год - требуемая долговечность, ч,

где Т_сл = 5 лет - срок службы;

k_cvm = О, 6 - коэффициент суточного использования;

k_год =0,75 - коэффициент годового использования.

L_I0h = 365 2450,60,75 = 19710 (ч)

п = 15 об/мин - частота вращения приводного вала;

р = 3 - для шариковых подшипников.

Таким образом:

Так как С_{r треб}< С_{r табл} то предварительно принятые подишиники подходят.

6. Расчёт шпоночных соединений

Для шпоночных соединений рассчитываемого вала выбираем шпонки призматические со скрепленными торцами.

Размеры сечений шпонок и пазов и длин шпонок по ГОСТ 23360-78. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности по формуле:

где Т - передаваемый вращающий момент, Нмм;

d - диаметр вала в месте установки шпонки:;

h - высота шпонки;

- глубина паза;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [ МПа

Проверяем шпонку под тяговой звездочкой:

d = 55 мм; bh = 149 мм; t₁ = 5,5 мм длина шпонки l = 60 мм.

Крутящий момент на приводном валу Т = 477,5 Нм.

(МПа)

По данным расчета видно, что напряжение на смятие меньше допустимого значения. Значит, данная шпонка может применяться в конструкции.

Список использованных источников

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, - М.: Машиностроение, 1982

Детали машин: Атлас конструкций / Под ред. д.т.н., проф. Д.Н. Решетова. - М.: Машиностроение, 1979

Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Высшая школа, 1985

Расчет передач с гибкой связью: Методические указания по выполнению курсового проекта по деталям машин / КурскГТУ. - Курск, 2001

5. Атлас чертежей для курсового проектирования по деталям машин (методическая разработка). - Курск, 2001