Привод технологической машины

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчетно-пояснительная записка

электродвигатель привод редуктор передача

1.Выбор электродвигателя и расчет основных параметров привода

1.1 Выбор электродвигателя

Расчет требуемой мощности двигателя Pдв.тр.:

,

где Pв.м. - мощность на ведомом валу, по условию Pв.м = 8 кВт

- общий КПД привода.

При последовательном соединении агрегатов общий КПД привода рассчитывается следующим образом:

В нашем случае получаем:

где - КПД редуктора,

- КПД муфт,

- КПД пары подшипников, .

Получаем:



Тогда требуемая мощность электродвигателя:

Выбираем электродвигатель с ближайшей большей мощностью:

Электродвигатель асинхронный мощностью 11 кВт, серии 4А 160S6, с синхронной частотой 1000 мин-1 и коэффициентом скольжения S=2,7%

1.2 Расчет частоты вращения вала электродвигателя

1.3 Определение количества ступеней редуктора

Общее передаточное отношение привода Uпр. :

где nвм. - частота вращения ведомого вала, по условию nвм=60 мин-1

Данное передаточное отношение может быть реализовано двухступенчатым редуктором с передаточным числом Uпр. = 16.

В соответствии с этим:



1.4 Расчет угловых скоростей и крутящих моментов на валах привода

Угловая скорость вала двигателя , с-1 :

Крутящий момент вала двигателя , :

Угловая скорость вала ведомого механизма , с-1 :

Крутящий момент вала ведомого механизма , :

В результате расчетов мы получили:

Таблица

nдв.	мин-1	973	nвм.	мин-1	60
	с-1	101,84		с-1	6,36
		83,53			1256,48



2.Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1Выбор материала зубчатых колес

Диаметр шестерни, Dm:

где T1 - крутящий момент быстроходного вала редуктора (крутящий момент элктродвигателя)

U - передаточное отношение 1 ступени

Размер венца, Sm:

Диаметр колеса, dк:

Подбираем материал таким образом, чтобы:

Dm<Dm1

Sm<Sm1



Таким образом материал для шестерни:

Таблица

Сталь 45	Dm1, мм	Sm1, мм	Термообработка	Твердость поверхности	Предел прочности, МПа	NHO млн. об.
	80	50	У	269-302 HB	890	23,5

Материал для колеса:

Сталь 45	Dm1, мм	Sm1, мм	Термообработка	Твердость поверхности	Предел прочности, МПа	NHO млн. об.
	125	80	У	235-262 HB	780	16,8

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения

где Hlimi предел контактной выносливости при симметричном цикле нагружения; МПа

SHi коэффициент безопасности, определяется способом термообработки;



KHLi - коэффициент долговечности;

KHLi =1,

где NH0i - базовое число циклов, определяемое твердостью боков поверхности зубьев;

NHEi - эквивалентное число циклов, определяемое сроком службы передачи, числом оборотов вала шестерни и валов колеса, коэффициентом использования;

Где =1 - коэффициент эквивалентности для постоянного режима работы

N?i - суммарное число циклов нагружения

где С - число зачеплений, С=1;

ni - частота вращения вала;

-суммарное время работы передачи

где L - срок службы(число лет), принимаем L=8

KГ=0,6

КС - суточная продолжительность работы, КС=

ПВ - продолжительность включения(дано по условию), ПВ=0,01*100%=1

Таким образом, для шестерни (i=1):

Т.к. расчетное KHL1<1, принимаем KHL1=1.

Тогда:

Для колеса (i=2):

KHL2<1, поэтому принимаем KHL2=1.

Тогда:



2.2.2 Допускаемые напряжения изгиба

где - Предел изгибной выносливости зубьев

SFi - коэффициент безопасности при изгибе, SF1=SF2=1,7;

KFCi - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, для реверсивного привода; KFC1= KFC2=0,65;

KFli - коэффициент долговечности

где q- показатель степени кривой усталости, q=6;

NFO - базовое число циклов при изгибе, ;

NFEi - Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе

где - коэффициент эквивалентности для постоянного режима работы,



Суммарные числа циклов нагружения определяются так же, как и для контактных напряжений.

Таким образом, для шестерни:

KFL1<1, поэтому принимаем KFL1=1.

Тогда:

Для колеса:

KFL2<1, поэтому принимаем KFL2=1.

Тогда:

В результате наших расчетов, мы получили:



Таблица

582,7	515,5	191,0	166,3

2.3 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.3.1 Расчет межосевого расстояния

где -коэффициент, учитывающий тип передачи, для прямозубой передачи = 450

- коэффициент контактной нагрузки; предварительно принимаем

- коэффициент ширины зубчатого венца; = 0,315-для прямозубой передачи

Тогда:

Округляем расчетное межосевое расстояние до ближайшего стандартного значения:

2.3.2 Модуль зацепления и расчет числа зубьев

m=(0,01…0,02) ?w=1,6…3,2 мм

Выбираем модуль по ряду стандартных значений согласно допустимым пределам:

m=2 мм.

Тогда, числа зубьев:

;

;

2.3.3 Ширина зубчатого колеса

Принимаем bw2=50мм

2.3.4 Расчет диаметров

Диаметры делительной окружности:

Диаметры вершин:



Диаметры впадин:

2.3.5 Определение окружной скорости в зацеплении и степени точности передачи

Для полученной скорости степень точности

2.4 Проверочный расчет передачи

2.4.1 Расчет зубьев на контактную прочность

где для прямозубых передач

KН - коэффициент контактной нагрузки

где KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

где A=0,06 - для прямозубых передач;

-коэффициент, учитывающий приработку зубьев

Тогда

KH? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине зуба

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы

тогда

KНV - динамический коэффициент, определяемый степенью точности изготовления передачи,

KНV=1,15

Недогруз 10,8%. Допускается недогруз до 15%.

2.4.2 Расчет зубьев на изгибную прочность

где YF коэффициент формы зуба;

KF - коэффициент нагрузки;

где для прямозубых передач

Тогда:

2.4.3 Определение силы в зацеплении

Окружная сила

Н

Распорная сила

Н



3.Выбор редуктора

Выбираем двухступенчатый редуктор по межосевому расстоянию быстроходной ступени и номинальному передаточному отношению U=16.

Редуктор цилиндрический двухступенчатый:

Таблица

Типоразмер	Межосевое расстояние, мм	Номинальное передаточное отношение	Номинальный крутящий момент, кН*м, на тихоходном валу	Номинальная радиальная нагрузка, кН, на выходном валу	КПД
	Тихоходной ступени	Быстроходной ступени			Быстроходные	Тихоходное
Ц2У-250	250	160	16	4	4	16	0,97

Габаритные размеры выбранного редуктора, мм:

Таблица

Ц2У-250
L	825	L1	730	l	290
l1	212	l2	265	l3	335
H	530	H1	265	h	40
A	670	A1	218	B	300
d	28



3.Выбор соединительных муфт

3.1 Выбор муфты, для соединения вала электродвигателя с быстроходным валом редуктора

Для данного соединения выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую МУВП

где [Т] - допускаемый для данной муфты крутящий момент;

Тр - расчетный крутящий момент;

Т - крутящий момент, передаваемый муфтой;

K - коэффициент, учитывающий тип муфты и реальные условия работы машины.

Для МУВП

где k1 определяется типом двигателя. Для машин, приводимых электродвигателями, k1=0,25

k2 определяется типом машины. Для машины со средними разгоняемыми массами при средних ударах k2=1,4

Таким образом:

Выбираем муфту МУВП по ГОСТ 21424-93



Таблица

[T], Н*м	Размеры, мм	Смещение
		Осевое, мм	угловое
4000	d	80-95; 100-110	l	70	0,5	1 град
	D	240	l3	32
	L/L*	350/270 430/340	l4	75
	D1	160	d3	120
	D0	200

3.2 Выбор муфты, для соединения тихоходного вала редуктора с ведомым механизмом.

По условию передача реверсивная. Выбираем зубчатую муфту.

Для зубчатой муфты

где K1 - коэффициент ответственности. Принимаем, что K1=1, т.к. предполагаем, что при поломке зубчатой муфты произойдет остановка машины.

K2 - коэффициент условий работы машины. При работе неравномерно нагруженных механизмов K2=1,2

K3 - коэффициент углового смещения. Принимаем K3=1,25

Тогда:

Выбираем муфту зубчатую по ГОСТ Р50895-96



Таблица

[T], кН*м	[nmax], мин-1	Размеры, мм
10	2880	d	100	D1	170
		L	340	D2	145
		l	168	Dm	168
		D	270



4. Проверочные расчеты

4.1 Проверка долговечности подшипников ведомого вала

Из предыдущих расчетов номинальный крутящий момент на ведомом валу Т=1256,48 Н м. Окружная сила F, действующая на обод колеса, закрепленного на валу, равна

,

где D - наружный диаметр гладкого колеса, закрепленного на ведомом валу привода, м.

Радиальная сила, действующая на конец ведомого вала со стороны муфты, определяется по формуле

,

где DM - делительный диаметр зубчатого зацепления муфты.

Силу FM направим также как силу F, чтобы учесть наихудшее условие нагружения вала и подшипников.

Учитывая, что ширина корпуса подшиника серии РШ типоразмера 180 равна B=188мм, длина конца вала, на котором крепится полумуфта, равна lк=125 мм и расстояние от полумуфты до крышки подшипника равно 10 мм, находим расстояние l2 от оси подшипника левой опоры до середины конца вала



Следовательно

Отсюда

Наиболее нагруженной является опора А.

Эквивалентная нагрузка в радиальном шарикоподшипнике:

где радиальная нагрузка Рр=RA=6613, осевая нагрузка PA=0, V=1 (вращается внутреннее кольцо), коэффициент безопасности для нагрузки с умеренными толчками Kб=1,5, температурный коэффициент KT=1, коэффициент нагрузки X=1 и Y=0.

Расчетная долговечность подшипника :

Размещено на Allbest.ru