Проектирование привода (стр. 1 из 5)
СОДЕРЖАНИЕ
| Техническое задание 1. Кинематический расчет привода 1.1 Подбор электродвигателя 21.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах 22. Расчет зубчатой передачи 32.1 Анализ результатов с ЭВМ 3. Эскизное проектирование 3.1 Проектные расчеты валов 3 3.2 Выбор типа и схема установки подшипников 44. Расчет соединений 4.1 Шпоночные соединения 5 4.2 Соединение с натягом 4.3 Сварные соединения 6 5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс 126. Расчет валов на статическую прочность и сопротивление усталости 257. Выбор смазочных материалов 338. Расчет муфт 34 8.1 Выбор и расчет обгонной муфты 8.2 Выбор и расчет упругой муфты 9. Расчет цепной передачи 35 9.1 Анализ результатов с ЭВМ 10. Приложения |
Кинематический расчет
1.1. Подбор электродвигателя
Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.
Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определяют по формуле:
Рпр = Ft * V/ 103,
где Ft – окружное усилие на барабане, V – скорость ленты.
Рпр = 2500*1,4 /103 = 3,5 кВт.
Тогда требуемая мощность электродвигателя
Pдв = Рпр / hпр,
где hпр – КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.
hпр = hц* hкон. з..п. * hцил. з..п. * hм.
где hц - КПД цепной передачи, hкон. з.п. - КПД конической зубчатой передачи, hцил. з..п – КПД цилиндрической зубчатой передачи, hм – КПД муфты с горообразной оболочкой.
hпр = 0,96*0,96*0,97*0,99 = 0,89
Pдв = 2,5/0,89 =2,81 кВт.
Определим частоту вращения приводного вала
nпр = 60000*V/p*D = 60000*1,4/3,14*355 = 134,5 об/мин;
Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nдв = nпр*uц *uБ*uТ
где uц - передаточное отношение цепной передачи, а uБ и uТ – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней коническо - цилиндрического редуктора.
uц = 2,5; uБ = 2,35; uТ = 3,455.
Подставляя значения, получим
nдв = 134,5*2,5*2,35*3,455 = 2730 об/мин
Следовательно берем синхронную частоту вращения двигателя равной nдв =2850 об/мин.
Затем, используя таблицу, выбираем электродвигатель АИР100S2:
Р = 4 кВт, nдв = 2850 об/мин.
1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.
1) Частота вращения тихоходного вала
Так как в заданной схеме отсутствует какая – либо передача (ременная или цепная)между приводным и тихоходным валом, а они непосредственно передают вращение через муфту, то
nТ = nпр*uц = 134,5*2,5=336,25 об/мин.
2) Частота вращения промежуточного вала
nп = nТ*uТ = 336,25*3,455 = 1161,74 об/мин.
3) Частота вращения быстроходного вала
nБ = nп*uБ = 2759,14 об/мин.
4) Вращающий момент на приводном валу
Тпр = Ft*D/2 = 2500*0,355/2 = 443,75 Нм
5) Вращающий момент на тихоходном валу
ТТ = Тпр/uц *hц = 443,75/2,5*0,96 = 184,9 Нм.
2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.
2.1. Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.
В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построим графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: суммарная цена привода - Sцена , dm1Б внешний делительный диаметр быстроходной шестерни и mред. (см. рис .1)
В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 4.
В этом случае термообработкой является закалка ТВЧ шестерни и колеса. Марка стали колеса – 45., а для шестерни – 40 ХН.
3. Эскизное проектирование.
3.1 Проектные расчеты валов.
Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:
- для быстроходного вала:
T.к. быстроходная ступень коническая то
d = 8*(ТБ)1/3
где ТБ вращающий момент на быстроходном валу
d = 8*(22,72)1/3 = 22,65 мм.
округляем до 24 мм.
диаметр вала под подшипник качения
dп³d2+2*tкон = 27,6 мм.
Где принемаем значение tкон=1,8-высота заплечика
dбп³dп + 3*r = 27,6 + 3*2 =33,6 мм,
- для промежуточного вала:
диаметр вала под колесо
dк ³(6…7)*(Тп)1/3,
где Тп – вращающий момент на промежуточном валу
Тп= 54,63 Нм
dк ³7*(54,62)1/3 =26,66 мм
округляя до стандартной величины получим dк > 28мм.
где dп – диаметр вала под подшипник,
dп = dк – 3*r
dп =25мм.
- для тихоходного (выходного) вала:
d³ (5…6)*(ТТ)1/3,
где ТТ - вращающий момент на тихоходном валу.
d³ 6*(184,9)1/3 =30 мм,
dп³d + 2*tц = 30+ 2*2,5 =35 мм.
dБп ³dп + 3*r =35 + 3*2,5 =41.
3.2. Выбор типа и схемы установки подшипника.
Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные, а для конических колес роликовые подшипники с коническими роликами, причем на быстроходном валу с консольным расположением конической шестерни мы устанавливаем их "врастяжку", а на промежуточном валу "враспор". Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной, то примем подшипники средней серии.
Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.
Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.
В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить спомощью втулок.Если же не следовать данным рекомендациям ,при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.
4. Расчет соединений.
4.1. Шпоночное соединение (соединение вал - ступица):
4.1.1. На тихоходном валу
sсм = 2*ТТ*103/(d*k*lраб) £ [s]см
при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки
lраб = 2*ТТ*103/(d*k*[s]см)
где d – диаметр вала,
к – глубина врезания шпонки, так как d = 32 мм, то к = 0,47h (h – высота шпонки);
к = 0,47*8 = 3,76;
для незакаленной стали и для неподвижной шпонки
[s]см = 140 МПа.
Тогда получаем
lраб = 2*184,9*103/(32*3,76*140) = 24,9 мм
Тогда полная длина шпонки
l = lраб + b,
где b – ширина шпонки,
l =24,9 + 10 = 34,9 мм,
по стандартному ряду l =36 мм.
4.1.2. На быстроходном валу
sсм = 2*Тб*103/(d*k*lраб) £ [s]см
при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки
lраб = 2*Тб*103/(d*k*[s]см)
где d – диаметр вала,
к – глубина врезания шпонки, так как d = 26 мм, то к = 0,47h (h – высота шпонки);
к = 0,47*7 = 3,29;
для незакаленной стали и для неподвижной шпонки
[s]см = 140 МПа.
Тогда получаем
lраб = 2*22,72*103/(26*3,29*140) = 3,79 мм
Тогда полная длина шпонки
l = lраб + b,
где b – ширина шпонки,
l =3,79 + 8 = 11,79 мм,
по стандартному ряду l = 12мм.
Принимаем длину шпонки по длине полумуфты – 40 мм.
4.1.3. На валу электродвигателя
lраб = 2*ТБ*103/(dдв*k*[s]см);
ТБ = 22,72 Нм,
dдв = 28 мм,
к = 0,47*h = 0,47*7 = 3,29,
lраб = 2*22,72*103/(28*3,29*140) = 3,523 мм.
l = lраб + b = 3,52 + 8 = 11,52 мм.
Берем длину шпонки, равной половине длины вала электродвигателя
l = lдв/2 = 44/2 = 22 мм.
l = 22 мм.
4.1.4. На приводном валу в соединении со звездочкой
lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[s]см);
Тпр = 443,75 Нм,
d = 38 мм,
так как d£40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76
lраб = 2*443,75*103/(38*3,76*140) = 44,36 мм,
полная длина шпонки
l = lраб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.
округляем до стандартного значения l = 56 мм.
4.1.5. На приводном валу в соединении с обгонной муфтой
lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[s]см);
Тпр = 443,75 Нм,
d = 38 мм,
так как d£40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76
lраб = 2*443,75*103/(38*3,76*140) = 44,36 мм,
полная длина шпонки
l = lраб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.
округляем до стандартного значения l = 56 мм.
4.1.6. В соединении обгонной муфты с корпусом
lраб = 2*Тпр*103/(d*k*[s]см);
Тпр = 443,75 Нм,
d =250 мм,
так как d£40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76