Проектирование привода (стр. 1 из 4)

Содержание

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

1.3 Определение общего передаточного числа

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

1.11 Выбор муфт

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

1.13 Сборка редуктора

Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Р_пр = (F_t * V) / (n_общ *10³),

где

F_t- 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

n_общ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

n_общ=n_м1*n_б*n_т *n_м2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

n_м1=0,98 - КПД муфты 1

n_б=0,98 - КПД быстроходной ступени

n_тих=0,98 - КПД тихоходной ступени

n_м2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2

P^’_{эл. дв} = (10000*0.65) / (10³*0.91) = 7.1 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора n_{эл. дв}=1000 об/мин и необходимой мощности

P^’_{эл. дв}=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: n_{эл. дв}=727 мин ^-1, Р_{эл. дв}=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

n_вых = (6*10⁴*V) / (p*z) = (6*10⁴*0.65) /3.14* (125*9) =34 мин^{- 1}, где

V - 0.65м/с - скорость цепи

p- шаг звездочки

z- число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Р_пр = (F_t * V) /*10³=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

F_t - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

U_т=4,4

U_б=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р	n	Т
Р₁=P’_{эл. дв.}n_м1=7.50,98=7,35 кВт	n₁=n_{эл. дв.}=727 мин ^-1	Т₁=9550Р₁/n₁=95507.35/727=95,5 Нм
Р₂=Р₁n_быстр=7,350,98= =7,2 кВт	n₂=n₁/U_быстр=727/4,8= =151 мин - ¹	Т₂=9550Р₂/n₂=95507,2/151=477,5 Нм
Р₃=Р₂n_пр=7,20,98= =7,05 кВт	n₃=n₂/U_пр=151/4,4==34 мин - ¹	Т₃=9550Р₃/n₃=95507,05/34=1980 Нм
Р₄=Р₃n_т=7,050,98=6,91	n₄= n₃ =34 мин - ¹	Т₄=9550Р₄/n₄=95506,91/34=1940 Нм

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Колесо Z₂	Шестерня Z₁
Сталь 40Х улучшениеНВ₂=269…302НВ_2ср=285σ_T = 750 МПа	Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧНRC=48…53НRC_1ср=50,5σ_T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ- коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ- коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

К_НЕ2=0,25К_FЕ2=0,14

К_НЕ1=0,25К_FЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис.4.3 [1])

N_FG- число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

N_HG2=20*10⁶N_FG2=4*10⁶

N_HG1=100*10⁶N_FG1=4*10⁶

Суммарное время работы передачи

t_∑=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N_∑2= =60t_∑*n₂*n_з2=60*24000*151=217,4*10⁶t_∑ - суммарное время работы передачиn₂ - частота вращения колесаn_з2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N_∑1=N_∑2*U*n_з1/n_з2==217,4*10⁶*4,8=1043,7*10⁶N_∑2 - суммарное число циклов нагружения колесаn_з1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

N_НЕ2=К_НЕ2*N_∑2= =0,25*217.4*10⁶=54,4*10⁶

N_НЕ1=К_НЕ1*N_∑1= 0,25*1044*10⁶=261*10⁶

Сравним полученные значения N_НЕс табличным значением N_НG:

N_НЕ2=54,4*10⁶>N_HG2=20*10⁶Принимаем N_HЕ=N_HG2=20*10⁶

N_НЕ1=261*10⁶>N_HG1=100*10⁶Принимаем N_HЕ1=N_HG1=100*10⁶

Б) изгибная выносливость

N_FЕ2=К_FЕ2*N_∑2=0,14*217.4*10⁶==30.4*10⁶

N_FЕ2=К_FЕ2*N_∑2=0,1*1044*10⁶==104,4*10⁶

Сравним полученные значения N_FЕс табличным значением N_FG:

N_FЕ2=30,4*10>N_FG2=4*10⁶

N_FЕ1=104,4*10⁶> N_FG1=4*10⁶Принимаем N_FЕ2=N_FЕ1=N_FG1=4*10⁶

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σ_Н] _max и [σ_F] _{max -}предельные допускаемые напряжения

σ_т - предел текучести материала

[σ_Н] _max2=2,8* σ_т=2,8*750=2100 МПа[σ_F] _max2=2,74*НВ_2ср=2,74*285= 780Мпа

[σ_Н] _max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа[σ_F] _max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σ_Н] = [σ₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [σ_Н] _{max, г}де

[σ₀] _Н - длительный предел контактной выносливости

[σ_Н] _-допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σ_Н] _max- предельное допускаемое контактное напряжение

[σ₀] _Н2= (2*НВ_ср+70) /S_H [σ₀] _Н1= (17*НRC_пов) /S_H

[σ₀] _Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПаS_H2=1.1[σ] _Н2=582 Мпа

[σ₀] _Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПаS_H2=1.2[σ] _Н1=882 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σ_Н= ([σ] _Н2+ [σ] _Н1) *0.45=659Мпа, σ_Н=1.23 [σ] _Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[σ] _Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] _F= [σ₀] _F* (4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [σ] _Fmax, где [σ₀] _F=σ_0F/S_F

σ_0F - длительный предел контактной выносливости, S_F - коэффициент безопасности, [σ] _F - допускаемое контактное напряжение, [σ] _Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.

σ_0F2=1,8*НВ₂=1,8*248=513МПаS_F2=1,75[σ₀] _F2=σ_0F2/S_F2= =513/1,75=293МПа

σ_0F1=550МПаS_F1=1,75[σ₀] _F1=σ_0F1/S_F1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[σ] _F2= (4*10⁶/4*10⁶) ^1/6*293==293 МПа< [σ] _Fmax=780Мпа

[σ] _F1= (4*10⁶/4*10⁶) ^1/6*314==314 МПа< [σ] _Fmax=1430Мпа

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

К_Н=К_Нβ*К_Нσ

При расчете на изгибную выносливость

К_F=К_Fβ*К_Fυ,

Где К_Нβ и К_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Нυ и К_Fυ - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение К_β определяется из выражения:

К_β= К_β^о (1-х) +х, где К_Нβ^о = 1 и К_Fβ^o=1

Ψ_a=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U^’ = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

К_Нβ=К_Нβ^о=1,К_Fβ=К_Fβ^o=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_υвыбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Р	n	Т
Р₁=P’_{эл. дв.}n_м1=7.50,98=7,35 кВт	n₁=n_{эл. дв.}=727 мин ^-1	Т₁=9550Р₁/n₁=95507.35/727=95,5 Нм
Р₂=Р₁n_быстр=7,350,98= =7,2 кВт	n₂=n₁/U_быстр=727/4,8= =151 мин - ¹	Т₂=9550Р₂/n₂=95507,2/151=477,5 Нм
Р₃=Р₂n_пр=7,20,98= =7,05 кВт	n₃=n₂/U_пр=151/4,4==34 мин - ¹	Т₃=9550Р₃/n₃=95507,05/34=1980 Нм
Р₄=Р₃n_т=7,050,98=6,91	n₄= n₃ =34 мин - ¹	Т₄=9550Р₄/n₄=95506,91/34=1940 Нм