Энергетический и кинематический расчет привода

 

 

 

СОДЕРЖАНИЕ.

 

 

Введение                                                                                                                  4  

            

1.Энергетический и кинематический  расчет привода              5                     

1.1 Исходные данные          5

1.2. Выбор электродвигателя         5

1.3. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка

его по ступеням.           6

 

2.Расчет тихоходной ступени  закрытой косозубой

   цилиндрической передачи.         8

3.Расчёт прямозубой конической передачи.      16

4.Расчёт клиноремённой передачи        22

 

5.Расчет валов           25

5.1.Расчет быстроходного вала        25

5.2.Расчет промежуточного вала        29

5.3.Расчет тихоходного вала         33

 

6.Расчет и подбор подшипников        37

6.1.Расчет подшипников быстроходного вала      37

6.2.Расчет подшипников промежуточного вала      38

6.3.Расчет подшипников тихоходного вала      39

 

7.Расчет шпоночных соединений        39

 

8.Подбор муфт            39

 

9.Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников   40

 

Список литературы          41

 

  Приложение А. Эскиз электродвигателя       42

  Приложение Б. Эскиз муфты        43

  Приложение В. Спецификация и таблица составных частей    44

к графической части

 

Введение

 

Проектируемое устройство представляет собой ленточный конвейер, приводимый в движение от электродвигателя через ременную передачу и коническо-цилиндрический двухступенчатый редуктор. Редуктор устанавливается на раме, сваренной из швеллеров. Мощность электродвигателя P=3 кВт, частота вращения n=1410 мин-1, исполнение IM1081. Частота вращения выходного вала редуктора 59,7 мин-1, крутящий момент 436,7 Н*м

 Конвейер предназначен для  перемещения, транспортировки, погрузки  сыпучих грузов и брикетов.   

 

1.Энергетический и кинематический расчёт привода

 

1.1 Исходные данные:

                     Ft- окружная сила на барабане, кН;                              3,35

              V - скорость движения ленты, м/с;                                 0,35

              D - диаметр барабана, м;                                                750

 

1.2  Выбор электродвигателя

1.2.1. Определение потребляемой мощности привода

 

Рвых. = FtּV,       (1.1)

где Рвых.- потребляемая мощность привода, кВт

               Рвых = 3,35ּ0,35 = 0,897кВт

 1.2.2. Определение потребляемой мощности электродвигателя

 

Рэ =  Рвых / ףоб ,        (1.2)

где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя;

       ףоб – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

ףоб=  ףрем ּףц.п ּ ףк.п ּ ףм,        (1.3)

где ףрем – КПД ременной передачи;

       ףц.п – КПД цилиндрической передачи;

      ףк.п – КПД конической передачи;

      ףм – КПД муфты

ףоб=  0,98•0,972•0,994=0,89

                Рэ =0,897/0,89=1,007кВт

 

            1.2.3. Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя:

nэ= nвּ u1ּu2ּ u3ּ …,    (1.4)

где                    u1, u2, u3- рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

   nв - частота вращения приводного вала, мин-1;

   nэ – предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1

 

  ,        (1.5)

  мин-1

 

 Принимаем значения передаточных чисел:

                  Uб= 4, Uт= 2, Uрем= 3

                nэ=8,91ּ4=35,64 мин.-1

                        

По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:

Двигатель АИР 90 LB 8/695  ТУ 16 -525.564-84

Исполнение IM1081, Pэ = 1.1кВт, nэ = 35.64 об./мин.

 

1.3.Определение общего  передаточного отношения привода  и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

Uобщ= nэ/ nв       (1.6)

где        nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1

Uобщ= Uред= 35.64/3=11,88

 

1.4.Определение мощности  на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

 

P1 = Pэ ּ ףмуф ,      (1.10)

где P1 – мощность на первом валу, кВт;

       ףмуф – КПД ременной передачи

P1 = 1.1·0,98=1.078кВт

P2 = P1 ּ ףц.п., (1.12)

где P2 – мощность на втором валу, кВт;

       ףц.п. – КПД цилиндрической передачи

P2 = 1.078·0,972=1.01 кВт

 

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1 = nэ/Uрем,       (1.13)

где Uрем – передаточное число ременной передачи

n1 =695 мин-1

ni=ni-1/Ui,       (1.14)

где ni, ni-1 – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1

n2 = n1 /uб ,       (1.15)

где uб – передаточное число быстроходной ступени.

n2 = 695/4=173.75 мин-1

      

 

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

 

Ti = , Н ּ м     (1.17)

где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

                Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

                 n - частота вращения i-ого вала, мин-1

T1 = 9550  ּ  P1/n1 = 9550 ּ  1.078/695 = 14.81 Н ּ м    (1.18)

 

T2 = 9550 ּ   P2/n2 = 9550 ּ  1.01/173.75 =47.75 Н ּ м     (1.19)

 

 

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

 

Валы	Мощности на валах, кВт	Частоты вращения валов, мин-1	Крутящие моменты на валах, Н ּ м	Передаточные числа передач
I   II	1.078   1.01	695   173.75	14.81   47.75	Uред=4   Uб=4

 

 

2. Расчёт тихоходной  ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи

2.1. Исходные данные

Крутящий момент на шестерне Т1=14.81Н·м;

Крутящий момент на колесе Т2=47.75 Н·м;

Частота вращения шестерни n1 =695 мин-1;

Частота вращения колеса n2 =173.75 мин-1;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования КС =0.3;

Коэффициент годового использования КГ = 0.9;

График нагрузки (рис.2.1)

Рис.2.1. График нагрузки.

2.2 Выбор материала и  термической обработки  колес

1. Исходные данные

Частота вращения шестерни n1=695 мин-1

Частота вращения колеса n2=173,75 мин-1

Передаточное отношение u=4

Крутящий момент на шестерне T1=14,81 H*m

Крутящий момент на колесе T2=47,75 H*m

Зацепление внешнее

   2. Определение срока службы  передачи

Срок службы передачи T=5000 часов

 

 

 

   3. Назначение материалов  и термообработки

Материал шестерни - 40Х

Количество зацеплений шестерни с колесами - 1

Вид терм. обраб. шестерни: Объемная закалка

Твердость шестерни,  HRC 45

Длит. предел контактной выносл. Gнlim1=865МПа

Материал колеса - 40Х

Количество зацеплений колеса с шестернями - 1

Вид терм. обраб. колеса: Улучшение, нормализация

Твердость шестерни,  HB 302

Длит предел контактной выносл. Gнlim2=674МПа

   4. Допускаемые напряжения  на конт. прочность

        4.1. Шестерня

Коэффициент шероховатости Zr1=1

Коэф. учитыв. влияние скорости зубьев Zv1=1

Коэффициент запаса прочности Sh1=1,3

Базовое допуск. напр-ие [G]но1=665,38МПа

Базовое число циклов нагружения Nно1=91125000

Эквив. число циклов нагружения Nне1=38838337,5

Коэффициент долговечности Zn1=1,15

Допуск. напр-ие на конт. прочность [G]н1=767,01МПа

        4.2. Колесо

Коэффициент шероховатости Zr2=1

Коэф. учитыв. влияние скорости зубьев Zv2=1

Коэффициент запаса прочности Sh2=1,2

Базовое допуск. напр-ие [G]но2=561,67МПа

Базовое число циклов нагружения Nно2=27543608

Эквив. число циклов нагружения Nне2=9709584,375

Коэффициент долговечности Zn2=1,19

Допуск напр-ие на конт. прочность [G]н2=668,26МПа

За расчетное допуск. напр-ие на конт. прочность

принимаем наименьшую конт. прочн. [G]нр=668,26МПа

   5. Определение допускаемых  напряжений на изгиб

        5.1. Шестерня

Значение предела выносл. на изгиб Gflim1=525 МПа

Коэффициент шероховатости Yr1=1

Коэф. учитывающий влияние размеров Yx1=1

Коэф. учитывающий чувств. материала к к.н. Yб1=1

Коэффициент запаса прочности Sf1=1,7

Базовое допуск. напр-ие изгиба [G]fo1=308,82 МПа

Коэф. вводимый при двустороннем прилож. нагр. Ya1=1

Показатель степени кривой выносливости = 9

Базовое число циклов нагружения Nfo1=4000000

Эквив. число циклов нагружения Nfe1=3294979,18

Коэффициент долговечности Yn1=1,02

Допускаемое напряжение на изгиб [G]f1=315,55 МПа

        5.2. Колесо

Значение предела выносл. на изгиб Gflim2=528,5 МПа

Коэффициент шероховатости Yr2=1

Коэф. учитывающий влияние размеров Yx2=1

Коэф. учитывающий чувств. материала к к.н. Yб2=1

Коэффициент запаса прочности Sf2=1,7

Базовое допуск. напр-ие изгиба [G]fo2=310,88 МПа

Коэф. вводимый при двустороннем прилож. нагр. Ya2=1

Показатель степени кривой выносливости = 6

Базовое число циклов нагружения Nfo2=4000000

Эквив. число циклов нагружения Nfe2=2107003,27

Коэффициент долговечности Yn2=1,11

Допускаемое напряжение на изгиб [G]f2=345,94 МПа

   6. Определение межосевого  расстояния

Коэффициент нагрузки Кн=1,3

Коэффициент ширины Кси_а=0,315

Расч. межосевое расстояние aw_расч=57,96 мм

Стандартное межосевое расстояние aw=63 мм

   7. Определение модуля передачи  и чисел зубьев

Расчетное значение модуля   m_расч= 0,63...1,26 мм

Стандартное значение модуля m=1,5

Суммарное число зубьев Z=84

Число зубьев шестерни Z1=17

Число зубьев колеса Z2=67

Ширина шестерни b1=25 мм

Ширина колеса b2=20 мм

   8. Проверка прочности зубьев  на изгиб

Коэффициент формы зуба шестерни Yf1=4,21

Коэффициент формы зуба колеса Yf2=4,21

Коэффициент нагрузки Kf=1,2

Расчет ведем по шестерне

Рабочее напряжение изгиба Gf=78,19 МПа

Условие прочности на изгиб выполняется Gf<1,05[G]f

   9. Геометрические размеры

Делительный диаметр шестерни d1=25,5 мм

Делительный диаметр колеса d2=100,5 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни da_1=28,5 мм

Диаметр вершин зубьев колеса da_2=103,5 мм

Диаметр впадин зубьев шестерни df_1=21,75 мм

Диаметр впадин зубьев колеса df_2=96,75 мм

   10. Определение усилий в  зацеплении

Окружное усилие Ft1=0,58 кН

Окружное усилие Ft2=0,48 кН

Радиальное усилие Fr1=1,3 кН

Радиальное усилие Fr2=1,06 кН

   11. Проверка зубьев колес  на контактную прочность

Коэффициент нагрузки Кн= 1,3

Контактное напряжение Gн= 18,4 МПа

Предельное контактное напр-ие [G]н= 668,26 МПа

Проверка на конт. прочн. выполнена Gн<1,05*[G]н

 

5. Расчёт валов

5.1. Расчёт быстроходного  вала

5.1.1. Материал и термообработка вала

Сталь 40Х, термообработка – улучшение, твёрдость 302НВ.

Временное сопротивление σв = 580 МПа;

Предел текучести σТ = 320 МПа.

5.1.2. Проектный расчёт вала

Проектный расчёт вала ведётся условно на чистое кручение по заниженным допускаемым напряжениям.

Диаметром различных участков вала определяют по формулам:

d           (5.1)

dn d+2t           (5.2)

dБn dn+3γ ,         (5.3)

где ТБ – крутящий момент на быстроходном валу, Н·м;

       d,dn,dБn – диаметры отдельных участков вала, мм.

Высоту буртика t, координату фаски подшипника γ (мм) принимают в зависимости от диаметра d посадочной поверхности.

d

Назначаем d=19 мм, t=3мм.

dn

19+2·3=25мм

Назначаем dn=25 мм, r=1,5мм

dБn

25+3·1,5=29,5мм

Назначаем dБn=29,5 мм.

5.1.3. Проверочный  расчёт вала

Составляем расчётную схему, т.е. вал заменяем балкой на двух опорах.

К балке прикладываем все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскость их действия к двум взаимно перпендикулярным плоскостям (горизонтальной и вертикальной):

 

          

                             

 

 Ft = 0,58кН;

Fr = 1,3кН;

Т = 14,8кН

Вертикальная плоскость:

ΣМA=0;   -Ft*34+Rb*68+Fm*114.5 =0

RBY=

ΣМВ=0;   -RAY·68+Ft*34-Fм*46,5=0

RAY=

Строим эпюру:

I-I  

                                                              Z1=0; M=0

                                                              Z1=34мм; M=Ft*34   

II-II 

Z2=0; M2=0

Z2=34мм; M2=Ft*34=36.04 Н*м

Z2=68; M2=Ft*34-Rb*68=35.84 Н*м

 

III-III  

Z3=0; M3=0

Z3=114.5;

M3= Ft*34-Rb*68-Fм*114.5=12.9 Н*м

Горизонтальная  плоскость:

ΣМA=0;   -Fr*34+Rb*68+Fm*114.5 =0

RBY=

ΣМВ=0;   -RAY·68+Fr*34-Fм*46,5=0

RAY=

Строим эпюру:

I-I  

                                                              Z1=0; M=0

                                                              Z1=34мм; M=Fr*34   

II-II 

Z2=0; M2=0