Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Расчет и проектирование привода с клиноременной передачей и одноступенчатым цилиндрическим косозубым редуктором

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Коэффициент полезного действия пары цилиндрических зубчатых колес

₁ = 0,98;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ₂ = 0,99;

КПД клиноременной передачи, ₃ = 0,95;

коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана, ₄=0,99 [1, c. 23; 2, c. 5]

-коэффициент полезного действия (КПД) привода, равный произведению КПД передач, входящих в кинематическую схему:

= _{1 2 3 4} = 0,98 0,99² 0,95 0,99 0,99 = 0,90.

Мощность на валу барабана:

Р_б = F_л V_л =4,16 кВт

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр = Р_б / =4,16/0,90=4,62 кВт

Угловая скорость барабана:

_б =2V_л / D_б =6,5 рад/с.

Частота вращения барабана:

n_б = 30_б / =306,5/3,14=61,1 об/мин

Рекомендуемые значения передаточного отношения (i) для зубчатых передач равны 2-6 [1, c. 58] и [2, c. 7], для ременных 2-4 [2, c. 7]. Таким образом передаточное отношение привода следующее:

i_min = 4,

i_max = 24.

Выбираем электродвигатель с таким числом оборотов, чтобы передаточное отношение привода было не меньше 4 и не больше 24.

При выборе электродвигателя мы видим, что мощность по паспорту отличается от требуемой. В этом случае надо учитывать два обстоятельства: большой запас мощности электродвигателя приводит к повышению расхода электроэнергии, перегрузка - к перегреву двигателя (допускается перегрузка не более 5%). Поэтому следует применять электродвигатель с ближайшим большим значением мощности [3, с. 24].

Выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый обдуваемый 4А132S6 с параметрами Р_дв = 5,5 кВт и с асинхронной частотой вращения n =965 об/мин, (табл. П. 2.1);

угловая скорость:

_дв = n_дв / 30 =3,14965/30=101 рад/с

Передаточное отношение:

i = _дв /_б = 101/6,5=15,5 ,

Передаточное число для редуктора принимаем из стандартного ряда по ГОСТ 2185-66 (табл. П. 2.20): u = i_p = 5.

Вычисляем передаточное число для клиноременной передачи:

i_к._р. = I / i_p = 3,1.

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

₁ = _б u = 6,5*5=32,5 рад/с;

n₁ = n_б u = 61,1*5=305,5 об/мин.

Вращающий момент на валу А (ведущем валу ременной передачи)

Т_1РЕМ = Р_тр / _дв =4,62/101= 45,7 Нм.

Вращающий момент на валу В (ведомом валу ременной передачи - Т_2РЕМ и ведущем валу редуктора - Т₁₎:

Т₁ = Т_2РЕМ =45,7*3,1=141,67

Вращающий момент на валу С (ведомом валу редуктора):

Т₂ =141,7*5=708,35

Рис. 2. Кинематическая схема привода:

А - вал электродвигателя; В-ведущий вал редуктора; С - ведомый вал редуктора и вал барабана

Частота вращения, угловая скорость валов и крутящие моменты на валах (рис. 2):

Вал А	nдв = 965 об/мин	дв = 101 рад/с	Т1РЕМ = 45,7 Нм
Вал В	n1 = 305,5 об/мин.	1 = 32,5 рад/с	Т2РЕМ = Т1 = 141,67 Нм
Вал C	n2 = nб= 61,1 об/мин	2 =б = 6,5 рад/с	Т2 = 708,35 Нм

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета:

- передаваемая мощность Р_тр = 4,62 кВт

- частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв =965 об/мин;

- передаточное отношение i_к._р.= 3,1;

- скольжение ремня = 0,015.

Сечение ремня выбираем по номограмме (прил. 1)

В нашем случае при Р_тр.= 4,57 кВт и n_дв= 965 об/мин, принимаем сечение клинового ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

Округляем диаметр шкива до ближайшего значения (табл. П. 2.20);.

d₁=140

Диаметр большего шкива, мм

d₂= i_к._р d₁(1-) =3,1*140 (1-0,015)=427 мм

Округляем диаметр шкива до ближайшего значения (табл. П. 2.20):

d₂ =450 мм

5. Уточненное передаточное отношение

i = d₂ / d₁(1 - ) =

При этом угловая скорость вала В будет:

₁=_дв / i_кр =101/3,26= 30,9 рад/с.

Расхождение с заданным значением:

, что более допускаемого (допускается до 3%)

Следовательно, диаметры шкивов выбраны не верно. Используя справочник Ануфреева выбираем диаметр большого шкива d =425 мм. этот размер диаметра считается нежелательным(второстепенным), но т.к. для сборки нашей конструкции требуется такой шкив, то мы можем его использовать.

Уточнённое передаточное отношение:

i = d₂ / d₁(1 - ) =

При этом угловая скорость вала В будет:

₁=_дв / i_кр =101/3,08= 32,4 рад/с.

Расхождение с заданным значением:

, что менее допускаемого (допускаемое отклонение 3%)

Следовательно, окончательно принимаем диаметры шкивов

d₁= 140 мм

d₂=425 мм

6. Межосевое расстояние в интервале:

a_min=0,55 (d₁+ d₂)+Т₀ = 0,55 (140+425)+11=321,7 мм,

a_max= d₁+ d₂ = 140+425= 565 мм.

где Т_о = 11 мм (высота сечения ремня, табл. П. 2.19)

Принимаем предварительно близкое значение - a=560 мм.

7. Расчетная длина ремня:

L=2a+0,5р(d₁+ d₂)+ (d₂ - d₁)²/4a =

=

Ближайшее значение длины ремня по стандарту (см. табл. П. 2.19):

L = 2000 мм

8. Уточненное межосевое расстояние с учетом стандартной длины ремня L= 2000 мм

где w=0,5 (d₁+ d₂) = 0,5*3,14*(140+425)=887,05 мм;

y=(d₂-d₁)² = 425-140) =81230 мм;

a=0,25*[(2000-887,05)+ (2000-887,05) -2*81230]=537,6 мм

9. Угол обхвата ремнем малого шкива:

₁= 180-57 (d₂-d₁)/а =149,8°150°

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи приведены в табл. П. 2.22, для привода к ленточному конвейеру при двухсменной работе С_р=1,1.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, приведен в табл. П. 2.21; для ремня сечения при длине L= 2000 мм коэффициент С_L= 0,98.

12. Коэффициент, учитывающий влияние длины обхвата С:

	180	160	140	120	100	90	70
С	1,0	0,95	0,89	0,82	0,73	0,68	0,56

П ₁= 150° коэффициент С = 0,92

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:

z	2-3	4-6	св. 6
Сz	0,95	0,90	0,85

Предполагая, что число ремней от 2 до 3, принимаем С_z=. 0,95

14. Число ремней в передаче

z=Р С_р/(Р_о С_L С С_z),

где Р - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт

(табл. П. 2.20); для ремня сечения Б при работе на шкиве d₁= 140 мм и i ? 3 мощность Р_о = 2,37 кВт

Z =

Принимаем число ремней z =3

15. Предварительное натяжение ветви ремня

F_о=850 • Р • С_p • С_L/(z • v • С) + v²,

где скорость v=0,5 _дв d₁ = 0,5*101*140*10^-3 =7,07 м/с.

-коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил:

Сечение ремня	О	А	Б	В	Г	Д
, Нс2/м2	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

Для сечения ремня Б коэффициент =0,18 Нс²/м². Тогда

F_о=Н.

16. Сила, действующая на вал:

F_в= F_о z sin(₁/2) =226*3*0.965=654,8 Н.

17. Ширина шкивов В_ш (табл. П. 2.23);

В_ш= (z - 1) e+2f = (3-1)*19+2*12,5=63 мм.

3. Расчет зубчатых колес

Выбор материала и определение размеров заготовок

Диаметры заготовок для шестерни d_з1 и колеса d_з2:

d_з2 = d_з1U= 83*5=415

Поскольку в задании нет требований относительно габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками.

Для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение; при диаметре заготовки до 90 мм - твердость НВ 230.

Для колеса сталь 45, термическая обработка - улучшение; при диаметре заготовки более 120 мм - твердость НВ 200.

Расчет зубчатых колес на контактную выносливость

_{НР -} допускаемые контактные напряжения.

_НР= _НlimвК_HL /S_H,

где _Нlimв - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

_Нlimв =2НВ + 70;

К_HL - коэффициент долговечности

при числе циклов больше базового К_HL =1.

S_H - коэффициент безопасности, S_H = 1,1 7, с. 33

Для шестерни

_НР= _НlimвК_HL /S_H= (2*230+70)*1/1,1=481 МПа

Для колеса

_НР= _НlimвК_HL /S_H =(2*200+70)*1/1,1=427 МПа.

Расчетное допускаемое контактное напряжение

_НР = 0,45 (_НР1 +_НР2) =0,45 (481+427)=408,6 МПа.

Требуемое условие _НР 1,23_НРmin выполнено.

Межосевое расстояние определяем по формуле

где T₂ - крутящий момент на ведомом валу (колесе);

T₂ = T₁ u =,

_ва - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

_ва = в/а_w = 0,5 (табл. П. 2.3);

K_H - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

K_H = 1,25 (табл. П. 2.9);

K_а - коэффициент, для косозубых колес, K_a =43.

а_w =

Округляем межосевое расстояние до ближайшего значения

по ГОСТ 2185-66, мм:

1-й ряд: 40, 50, 63, 80, 10, 125, 160, 200, 250, 315, 400, 500, 630, 800, 100, 1250;

2-й ряд: 71, 90, 112, 140, 180, 224, 280, 355, 450, 560, 710, 900, 1120, 1400, 1800.

Принимаем а_w=200 мм

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации

m_n=(0,01…0,02) a_w; по ГОСТ 9563-60 принимаем m_n =2,5 мм

(табл. П. 2.4).

Определим число зубьев шестерни и колеса по формуле

z =2a_wcos/(U+1) m_n

Примем предварительно угол наклона зубьев =10;

z₁ =2*200* cos10°/(5+1)*2,5=26,2

Принимаем z₁ = 26

z₂ = z₁ U =26*5=130

уточняем угол наклона зубьев :

cos = (z₁ +z₂) m_n /2а_w= (26+130)*2,5/2*200=0.975

=12.8°

Определим основные параметры шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

d₁= m_n z₁/cos = 2.5*26/0.975=66.7

d₂= m_n z₂/cos =2.5*130/0.975=333.3

Проверка:

a_w=(d₁+d₂)/2=(66.7+333.3)/2=200 мм.

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁ + 2m_n= 66,7+2*2,5=71,7

d_a2=d₂ + 2m_n=333,3+2*2,5=338,3

Диаметр окружности впадин зубьев:

d_f1= d₁ - 2,5m_n= 66,7-2*2,5=61,7

d_f2= d₂ - 2,5m_n=333,3-2*2,5=328,3

Ширина колеса:

в₂ = _ва а_w= 0,5*200=100 мм

принимаем в₂ = 100 мм.

Ширина шестерни:

в₁ = в₂ + 5= 100+5=105 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_вd =в₁/d₁= 105/66,7=1,57

Определяем окружную скорость колеса:

V=₁d₁/2= 32,5*66,7/2*10^-3= 1,08 м/с

При скорости до 10 м/с для косозубых колес рекомендуется 8-я степень точности [7. c. 32].

Коэффициент нагрузки:

К_H = К_H К_H К_Hv,

где К_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца; при _вd =1,57, НВ 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) К_H =1,22

К_H - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; при v = 1,08 м/с и 8-й степени точности К_H = 1,06

К_Hv - динамический коэффициент, зависящий от окружной скорости колес и точности их изготовления; для косозубых колес при скорости менее 5 м/с К_Hv= 1,0 (табл. П. 2.11).

Таким образом,

К_н= К_H К_H К_Hv =1,22*1,06*1,0=1,29.

Проверка контактных напряжений:

_НР = 408,6 МПа;

_Н ? _НР;

Фактические напряжения не превышают допустимые. Поэтому принимаем ранее выбранную ширину зубчатых колес.

Расчет зубьев на выносливость при изгибе

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная

F_t = 2T₁ / d₁ =2*141,67*10³/66,7=4248 Н

- радиальная

F_r = F_ttg / cos = 4248*tg20° /cos12,8°=1585,5

- осевая

F_a = F_ttg = 4248*tg12,8°=965,1Н

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

_F = (F_t K_FY_F Y K_FL) / (b m_n) _FР.

Коэффициент нагрузки:

K_F = K_F K_FV,

где K_F-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (коэффициент концентрации нагрузки), при

_вd = 1,57, НВ 350 и несимметричном расположении колес (учет натяжения клиноременной передачи) K_F = 1,45 (табл. П. 2.12);

K_FV-коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности), K_FV= 1,1 (табл. П. 2.13).

Таким образом,

K_F = K_F K_FV =1,45*1,1=1,595

Коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба, определяем по эквивалентному числу зубьев Z_V:

Z_V1 = Z₁ / cos ³ = 26/(0,975)³=28

Z_V2 = Z₂ / cos ³ = 130/(0,975)³=140

Учитывая, что коэффициент смещения исходного контура x=0, коэффициент формы зуба Y_F будет иметь следующие значения:

- для шестерни Y_F1= 3,84 (табл. П. 2.14);

- для колеса Y_F2= 3,6 (табл. П. 2.14).

Допускаемые напряжения на изгиб:

_FP=_Flimb/S_F;

S_F=S_F S_F,

где S_Fmin - коэффициент безопасности;

S_F-коэффициент, учитывающий нестабильность материала зубчатых колес,

S_F = 1,75 (табл. П. 2.15);

S_F - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки для изготовления зубчатого колеса, для поковок и штамповок, S_F =1,0.

Таким образом,

S_F=1,75 1 = 1,75.

_Flimb1 = 1,8 НВ (табл. П. 2.15).

_Flimb1 = 1,8*230=415 МПа (для шестерни)

_Flimb2 = 18*200=360 МПа (для колеса).

Допускаемые напряжения:

_FР1= 415/1,75=237МПа

_FР2 =360/1,75=206МПа.

Определим коэффициенты:

Y = 1 - /140 = 1-12,8/140=1-0,58=0,91

K_F = 4 + (-1) (n-5) / 4.

-коэффициент торцевого перекрытия,

= 1,5;

n-степень точности колес, n = 8.

Проверяем прочность зуба по формуле

_F=(F_tK_FY_FY K_F)/bm_n.

Для шестерни

_F1 = (4248*1,595*3,84*0,91*0,92)/105*2,5=82,98МПа ?_FР1=237МПа

Для колеса

_F2 = (4248*1,595*3,6*0,91*0,92)/100*2,5=81,68?_FР2 ==206МПа

Условие прочности при изгибе зубьев выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Расчет ведущего вала

Диаметр выходного конца вала:

d_в1= (16Т₁/_к)^1/3,

где _к - допустимые касательные напряжения при кручении,

_к=20 - 25МПа;

d_в1=

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

(табл. П. 2.24) d_в2 =36 мм. Высота буртов вала 3.5 мм - в соответствии с табл. П. 2.25. Диаметр вала под подшипниками d_п2 = 40 мм (табл. П. 2.16).

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П. 2.24 и П. 2.25.

Из технологических соображений целесообразно вал и шестерню выполнять в виде отдельных деталей, но в данном случае мы будем иметь слишком тонкую стенку между внутренним диаметром шестерни и шпоночным пазом, поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Конструкция ведущего вала приведена на рис. 3.

Рис. 3. Конструкция ведущего вала

Расчет ведомого вала

Примем _к=20 МПа.

Диаметр выходного конца вала

d_в2=

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (табл. П. 2.24) d_в2= 60 мм.

Высота буртов вала - в соответствии с табл. П. 2.25. Диаметр вала под подшипниками d_п2= 65 мм (табл. П. 2.16), под зубчатым колесом d_к2=70 мм.

Диаметры остальных участков вала назначаем из конструктивных соображений с учетом рекомендаций табл. П. 2.24 и П. 2.25. Конструкция ведомого вала приведена на рис. 4.

Рис. 4. Конструкция ведомого вала

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Технологичнее изготавливать шестерню и вал отдельными деталями, но в данном случае мы имеем маленькое расстояние между впадинами зубьев и шпоночным пазом и поэтому шестерню выполним за одно целое с валом. Размеры шестерни и колеса, определенные ранее:

d₁= 66,7 мм

d_a1= 71,7 мм

b₁= 105 мм

d₂= 333,3 мм

b₂= 100 мм

d_a2= 338,3 мм

d_к2= 70 мм

Расчет размеров колеса:

- диаметр ступицы

d_cт=1,6 d_к2= 1,6 70 = 112 мм;

- длина ступицы

l_ct= 1,3 d_к2 = 1,3 70 = 91 мм,

принимаем l_ct= 90 мм;

- толщина обода

₀ = 3m_n = 3 2,5 = 7,5 мм,

принимаем ₀= 8 мм;

- толщина диска

C = 0,3 b₂ = 0,3 100 = 30 мм,

принимаем С= 30 мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

электродвигатель клиноременной редуктор шестерня

Толщина стенок корпуса и крышки: = 0,025 a_w + 1, где a_w - межосевое расстояние редуктора.

=0,025*200+1=6 мм,

принимаем =8 мм,

₁= 0,02 а_w + 1 =0,02*200+1=5

принимаем ₁=8 мм.

Толщина фланцев верхнего пояса корпуса и крышки:

B = 1,5 =12 мм

b₁ = 1,5₁ = 12 мм

нижнего пояса корпуса

р = 2,35 = 19 мм

принимаем р = 20 мм.

Диаметр болтов:

- фундаментальных

d=(0,03… 0,036) a_w + 12 = 18…19,2 мм

принимаем болты с резьбой М20

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂=(0,7…0,75) d₁ = 14…15 мм

принимаем болты с резьбой М16

- соединяющих крышку с корпусом

d₃=(0,5 0,6) d₁ =10…12 мм

принимаем болты с резьбой М12

7. Первый этап компоновки редуктора

1. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса

А= 1,2 =9,6 мм

2. Принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А= = 8 мм

3. Принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А= = 8 мм

В соответствии с рекомендациями [9, с. 136] выбираем радиальные шарикоподшипники средней серии и схему их установки с одной фиксирующей опорой. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1= 40 мм и d_п2= 65 мм.

Согласно табл. П. 2.16 имеем следующие данные:



Условное обозначение подшипника	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	C	CО
308	40	90	23	41,0	22,4
313	65	140	33	92,3	56,0

Предварительная компановка редуктора приведена на рис. 5.

Рис. 5. Предварительная компоновка редуктора

8. Выбор муфты для соединения концов валов редуктора и приводного вала конвейера

Муфта, соединяющая быстроходные валы (вал электродвигателя), в целях уменьшения пусковых моментов должна иметь малый момент инерции.

К муфтам, которые соединяют сравнительно тихоходные валы (например редуктор и приводной вал конвейера), не предъявляют повышенных требований в отношении малого момента инерции. В то же время, если исполнительный механизм и привод не располагаются на общей раме, то от муфты требуются сравнительно высокие компенсирующие свойства.

Основной паспортной характеристикой муфты является допускаемый вращающий момент, на передачу которого она рассчитана. По этому моменту и подбирают стандартные муфты:

ТК ? [Т],

где Т - номинальный длительно действующий момент на соединяемых валах, Н·м;

К - коэффициент динамичности нагрузки; для ленточных конвейеров К= 1,25…1,5; цепных, скребковых К=1,5…2,0.

ТK=1,25*708,35=885,43

- для цепных муфт:

Fм = 0,2 (2Т 10³/d_д),

где диаметр делительной окружности

d_д = t / sin (180є/z),

здесь t - шаг цепи, z - число зубьев полумуфты

Исходя из требуемых компенсирующих свойств, крутящего момента и частоты вращения выбираем цепную муфту по табл. П. 2.35 со следующими характеристиками:

- крутящий момент до 1000Нм.

- частота вращения до 780 об/мин;

- число зубьев звездочки полумуфты - 12;

- допустимое смещение валов до 0,4 мм;

- допустимое угловое смещение валов до 1°;

- цепь Пр -50,8-22680

шаг цепи - t =50,8

Из-за неизбежной несоосности соединяемых валов зубчатая муфта нагружает вал дополнительной консольной силой F_м, определяемой по формуле:

F_м = 0,2 (2Т 10³/d_д) = 0,2 (2*708,35*10³)/196=1445Н

где диаметр делительной окружности:

d_д = t/sin (180є/z) =50,8/sin (180/12)=196 мм

здесь t - шаг цепи

z - число зубьев полумуфты -

9. Проверка долговечности подшипника

Определение реакций в опорах ведущего вала

Расчетная схема ведущего вала приведена на рис. 6. Из предыдущих расчетов имеем силы в зубчатом зацеплении:

F_t=4248Н

F_r= 1585,5Н

F_a= 965,1Н

Сила, действующая на вал, в клиноременной передаче: F_рп=654,8Н.

Из первого этапа компоновки l₁ = 87 мм

l₀ =80.

Реакции опор.

Рассматриваем худший вариант, когда F_t и F_рп направлены в одну сторону:

- в плоскости хz

R_x1 = [F_t•l₁ + F_рп•(l₀ +2l₁)]/2l₁ = [4248*87+654,8*(80+2*87)]/2*87=3080Н

R_x2=(F_t •l₁ - F_рп•l₀)/ 2l₁ = 1823Н

Проверка:

(R_x1 + R_x2) - (F_t + F_рп) = (3080+1823) - (4248+654,8)=0

- в плоскости уz

R_y1= (F_r l₁+ F_a d₁/2)/2l₁= (1585.5*87+965.1*66.6/2)/2*87=977,45

R_y2= (F_r l₁ - F_a d₁ /2)/2l₁= (1585.5*87-965.1*66.6/2) 2*87=608,05

Проверка:

R_y1 + R_y2 - F_r= 977.45+608.05-1585.5=0



Рис. 6. Расчетная схема ведущего вала

Размещено на Allbest.ru