Пояснительная записка. 1. Схема привода и краткое описание 5 Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода 5

• Название: 1. Схема привода и краткое описание 5 Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода 5
• Анкор: Пояснительная записка
• Дата: 19.10.2021
• Размер: 0.69 Mb.
• Имя файла: Poyasnitelnaya_zapiska.doc
• Тип: Реферат; #251039
• страница: 1 из 3

Содержание

Введение 4

1. Схема привода и краткое описание 5

2. Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода 5

3. Расчёт цепной передачи 8

4. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи 13

5. Ориентировочный расчет валов редуктора 20

6. Конструктивное оформление зубчатых колес редуктора 23

7. Конструктивное оформление корпуса и крышки 24

8. Подбор подшипников 25

9. Уточненный расчет ведомого вала редуктора 26

10. Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений 34

11. Подбор муфты 32

12. Выбор посадок для зубчатых колёс, подшипников и полумуфты 35

13. Выбор смазки для соединений и подшипников 36

14. Описание сборки редуктора 39

Список литературы 40

Введение

Привод - это совокупность устройств, включающая двигатель, редуктор, устройства защиты от перегрузок и предназначенная для передачи усилия тяговому органу рабочей машины. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движении).

Привод конвейера состоит из сварной рамы, жестко прикрепленной к фундаменту, на которой установлен электродвигатель, связанный через цепную передачу с цилиндрическим одноступенчатым редуктором. На выходном валу редуктора устанавливается муфта, соединяющая этот вал с приводным валом конвейера.

Регулирование натяжения цепной передачи производится с помощью перемещения электродвигателя, на валу которого устанавливают ведущую звездочку цепной передачи.

Контролируют натяжение цепи по её прогибу под действием силы.

1. Схема привода и краткое описание



Рисунок 1 – Кинематическая схема привода

1 – электродвигатель; 2 – цепная передача; 3 – цилиндрический редуктор;

4 – муфта; 5 – барабан конвейера

I, II, III, IV – нумерация валов

Исходные данные

Мощность на валу сита Р₄ = 5 кВт

Частота вращения вала сита n = 250 об/мин

2. Подбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода

2.1 Выбор электродвигателя

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода

,

Значения КПД определяем по табл.2.2 [1]:

η₁ - КПД ременной передачи; η₁= 0,92

η₂- КПД цилиндрической передачи редуктора; η₂ = 0,97

η₃- КПД муфты; η₃ = 0,98

η₄- КПД пары подшипников качения; η₄ = 0,99

- количество пар подшипников т = 3

η=0,92∙0,97∙0,98∙0,99³=0,848

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр=Р₄/η, кВт

Р_тр=5/0,848= 5,9 кВт

Требуемую частоту вращения вала электродвигателя определяем по формуле:

n_э.тр = n_вых u_цп∙ u_ред

где u_цп = 2,0…4 - передаточное число цепной передачи

u_ред = 2,0…6,3 - передаточное число цилиндрической передачи

Тогда:

n_э.тр. = 250 · (2,0…4) · (2,0…6,3) = 1000…6300 об/мин.

По требуемым мощности и числу оборотов из таблицы К9 [1] подбираем электродвигатель серии 4АМ112М2У3 с номинальной мощностью

Р = 7,5 кВт и числом оборотов n = 2900 об/мин.
2.2 Определение передаточного отношения привода и его ступеней

Общее передаточное число привода



где n - асинхронная частота вращения двигателя, об/мин

n_р.м. – число оборотов вала сита



Передаточное отношение привода можно определить как

n_э.тр = u_цп∙ u_ред

Принимаем для цилиндрической передачи редуктора u_ред=4,

тогда передаточное число цепной передачи



2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Расчет оборотов на отдельных элементах привода.

n₁ = n_эд.= 2900 мин^-1

n₂ = мин^-1

n₃= мин^-1

n₄= n_3.=250 мин^-1

Частота вращения

с^-1

с^-1

с^-1

с^-1

Расчет мощностей на отдельных элементах привода

Р₁=Р_тр = 5,9 кВт

Р₂=Р₁∙ η₁∙η₄ =5,9∙0,92∙0,99 = 5,37 кВт

Р₃=Р₂∙η₂∙η₄ =5,37∙0,97∙0,99 = 5,16 кВт

Р₄=Р₃∙η₃∙η₄=5,16∙0,98∙0,99 = 5,0 кВт

Расчет моментов на отдельных элементах привода

Н∙м

Н∙м

Н∙м

Н∙м

Полученные данные заносим в таблицу 1.1

Таблица1.1 Силовые и кинематические параметры привода

№ вала	P, кВт	T, Н м	ω, рад/с	n, об/мин
1	5,9	19	304	2900
2	5,37	52	104	1000
3	5,16	198	26	250
4	5,0	192	26	250

3. Расчёт цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь.

Число зубьев ведущей звездочки:

, принимаем Z₁ = 23

Число зубьев ведомой звездочки

, принимаем Z₂ = 67

Фактическое передаточное число:

, практически соответствует принятому

Расчетный коэффициент эксплуатации:



Значения коэффициентов определяем по табл. 5.7[1]

– динамический коэффициент, спокойная нагрузка;

– коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния

– учитывает влияние угла наклона цепи;

– учитывает способ регулирования натяжения цепи (для периодического регулирования натяжения);

– при периодической смазке;

- при двухсменной работе, учитывает продолжительность работы в сутки.



Определяем шаг цепи.

,

где [p] – допускаемое давление в шарнирах цепи, предварительно выбираем по таблице [1, табл. 5.8] в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки n₁

[p] = 15 МПа

Т₂ – крутящий момент на ведущей звездочке, Т₁ =19 Нм

- коэффициент числа рядов цепи, для однорядной цепи.



Подбираем по таблице [1, табл. К32] цепь ПР-19,05-3180 по ГОСТ 13568 -75, имеющую t=19,05 мм; разрушающую нагрузку Q=31,8 кН; массу q=1,9 кг/м, диаметр валика d₁ =5,94 мм, ширина внутреннего звена цепи b₃ = 12,7 мм

Площадь проекции опорной поверхности шарнира

А_оп = 5,94∙12,7 = 75,4 мм²

Скорость цепи

м/c.

Окружная сила, передаваемая цепью:

Н.

Проверим давление в шарнирах цепи:

,

МПа.

Условие прочности выполняется

Определяем число звеньев цепи:

,

где [1, с. 95];





, принимаем L_t = 126

Уточняем межосевое расстояние:



мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 760∙0,004 ≈ 3 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:



мм

мм.

Диаметры окружности выступов:

,

где d₁=11,91 мм – диаметр ролика цепи [1, табл. К32]

мм.

мм.

Диаметры окружности впадин:



мм

мм

Определяем силы, действующие на цепь:

окружная Н.

от центробежных сил Н;

от провисания Н,

где k_f=3 – коэффициент провисания при наклоне до 40^º.

Расчетная нагрузка на валы

Н.

Проверим коэффициент запаса прочности цепи.



где [1, табл.5.9] – допускаемый коэффициент запаса прочности.

Q - разрушающая нагрузка Q=31,8 кН;



Передача проходит проверки на прочность.

4. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

4.1 Выбор материала колес и допускаемых напряжений

Выбираем материал для шестерен и колес – Сталь 40Х; термообработка – улучшение.

Из табл. 2.1 [1] определяем для шестерни:

Твердость 269…302НВ, НВ_1СР= НВ_3СР=285,5;

предел текучести σ_Т = 750 МПа

для колес:

твердость 235…262НВ, НВ_2СР= НВ_4СР=245,5;

предел текучести σ_Т = 640 МПа

Допускаемые контактные напряжения



σ_Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев

По табл. 2.2 [2]:

МПа;

МПа;

S_H – коэффициент запаса прочности, для улучшенных колес S_H = 1,1

Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, для шлифованных колес принимаем Z_R = 0,95;

Z_V– коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости, Z_V = 1,05

Z_N – коэффициент долговечности



N_HG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости







N_HЕ – эквивалентное число циклов нагружения

N_HЕ = μ_Н∙N_k

N_k – ресурс передачи

N_к = 60n_i∙n_з∙L_h

n_i – число оборотов рассчитываемого колеса

n_з – число зацеплений, в данном случае n_з = 1

L_h – срок службы передачи в часах

принимаем L_h=1000 час

N_к1 = 60∙1000∙1∙10000 = 60∙10⁷

N_к2 = 60∙250∙1∙10000 = 15∙10⁷

μ_Н – коэффициент режима нагрузки, для постоянного режима μ_Н = 1

Тогда

N_НЕ1 = μN_к1 = 1∙30∙10⁷ = 60∙10⁷

N_НЕ2 = μN_к2 = 1∙7,5∙10⁷ = 15∙10⁷

Так как N_HЕ1 > N_HG1 и N_HЕ2 > N_HG2, то Z_N = 1

Таким образом допускаемые напряжения





Допускаемое контактное напряжение косозубой передачи

[σ]_H=0,45( [σ]_H1+[σ]_H2) = 0,45 ∙ (581 + 514) = 498 МПа

Допускаемые напряжения изгиба.



σ_Flim - предел выносливости зубьев

По табл. 2.3 [1]:

σ_Flim1 = 1,75HB_ср1 = 1,75∙285,5 = 500 МПа;

σ_Flim2 = 1,75HB_ср2 = 1,75∙248,5 = 435 МПа;

S_F– коэффициент запаса прочности, для улучшенных колес S_H = 1,7

Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, для конических колес при обработке зубофрезерованием принимаем Y_R = 1;

Y_A– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. Для нереверсивных передач Y_A = 1.

Y_N – коэффициент долговечности



<sub>NFG – число циклов, соответствующее перелому кривой усталости

NFG = 4∙10</sub>⁶ <sub>(стр. 14 [1])

Так как эквивалентное число циклов, которое было определено выше значительно больше базового числа циклов, то коэффициент долговечности принимается ZN=1

Тогда допускаемое напряжение изгиба равняется</sub>





4.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние



где К_а=43 для косозубых передач,

К_Нβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба.

К_Нβ=1 – для прирабатывающихся колес

Примем коэффициент ширины зубчатого венца для передачи

ψ_a= 0,315 (стр.18 [2]) . Тогда

мм

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего стандартного значения a_w=125 мм

Ширина зубчатого венца колеса

b₂ = ψ_a∙a_w= 0,315∙125 = 39,375 мм, принимаем b₂ = 40 мм

Нормальный модуль зацепления

m_n= (0,01...0,02) а_w= (0,01...0,02)∙ 125 = (1,25 ... 2,5) мм

принимаем m_n= 2,0 мм.

Суммарное число зубьев передачи



где β = (8° - 15°) - угол наклона зубьев; принимаем β =10°.



Полученное значение округлим до ближайшего целого числа z_Σ=123

Число зубьев шестерни



принимаем z₁=25

Z₂ = (Z₁ + Z₂) – Z₁ = 123-25 = 98

Фактическое передаточное число



Отклонение передаточного числа



Определим действительный угол наклона зуба



Фактическое межосевое расстояние



Делительные и внешние диаметры колес:



d_a1 = d₁ + 2m = 50,813+2∙2 = 54,813 мм

d_f1 = d₁ – 2,5m = 50,813-2,5∙2 = 45,813 мм



d_a2 = d₂ + 2m =199,187+2∙2 = 203,187 мм

d_f2 = d₂ – 2,5m = 199,187-2,5∙2 = 194,187 мм

4.3 Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила.



Радиальная сила.



Осевая сила.

F_a=F_t∙tgβ = 1888∙ tg10,26 = 342 H

4.4 Проверочный расчет

4.4.1 Проверка условия прочности на выносливость по контактным напряже­ниям



K – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач К = 376

F_t – окружная сила в зацеплении

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Для косозубых колес определяется по графику, рис.4.2 [1] в зависимости от окружной скорости колес



Принимаем 8-ю степень точности

K_Hα = 1,05 (табл.4.3 [1])

K_Hv – коэффициент динамической нагрузки

K_Hv =1,01 (табл.4.3 [1])

K_Hβ - коэффициент неравномерности нагрузки (колеса прирабатываются, в середине между опорами); K_Hβ =1

Таким образом



Расчет на выносливость при изгибе

Проверяем напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса



K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Для косозубых колес определяется в зависимости от степени точности

K_Fα = 1,18 (табл.4.5 [1])

K_Fβ - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, Для прирабатывающихся зубьев К_Fβ=1.

K_Fv – коэффициент динамической нагрузки

K_Fv =1,05 (табл.4.3 [1])

Y_F2 – коэффициенты формы зуба шестерни и колеса определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев





Y_F1=3,88 (по табл. 4.4, [1])

Y_F2=3,6 (по табл. 4.4, [1])

Y_β – коэффициент, учитывающий наклон зубьев





.