Пояснительная записка 12.02.2008. Расчет и проектирование привода

• Название: Расчет и проектирование привода
• Дата: 09.03.2023
• Размер: 2.55 Mb.
• Имя файла: Пояснительная записка 12.02.2008.doc
• Тип: Пояснительная записка; #975996
• страница: 1 из 3

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО «Уральский государственный технический университет–УПИ»

Кафедра «Детали машин»

Проект принят с оценкой___________

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по предмету

«ДЕТАЛИ МАШИН И ОК»

на тему: РАСЧЕТ И ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА

С КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧЕЙ

И ОДНОСТУПЕНЧАТЫМ ЦИЛИНДРИЧЕСКИМ КОСОЗУБЫМ РЕДУКТОРОМ

Вариант № 12
Студент
Группа
Преподаватель Комаров С. Б.

2009

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ
Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и клиноременную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 1).

Полезная сила, передаваемая лентой конвейера F_л = 3,2 кН

cкорость ленты V_л = 1,3 м/с

диаметр приводного барабана D_б =400 мм

Редуктор нереверсивный, предназначен для длительной эксплуатации; работа двухсменная; валы установлены на подшипниках качения.


Рис. 1. Привод ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей:

1 – электродвигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – одноступенчатый цилиндрический редуктор; 4 – муфта; 5 – приводной барабан; 6 – лента конвейерная

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ
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 /  =306,5/3,14=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 =3,14965/30=101 рад/с

Передаточное отношение:

i = _дв /_б = 101/6,5=15,5 ,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 4 и 24.

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):

Т
₂ =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.

1. 
   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.

2. 
   Д
   иаметр меньшего шкива:
   

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

d₁=140

3. 
   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+0,5π(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
, Нс2/м2	0,06	0,1	0,18	0,3	0,6	0,9

Для сечения ремня Б коэффициент =0,18 Нс²/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
3.1. Выбор материала и определение размеров заготовок
Диаметры заготовок для шестерни d_з1 и колеса d_з2:




d_з2 = d_з1U= 83*5=415
Поскольку в задании нет требований относительно габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками

(см. табл. П. 2.6).

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.


3.2. Расчет зубчатых колес на контактную выносливость
_{НР –} допускаемые контактные напряжения.

_НР= _НlimвК_HL /S_H,

где _Нlimв – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. П.2.7

_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= _НlimвК_HL /S_H= (2*230+70)*1/1,1=481 МПа
Для колеса

_НР= _НlimвК_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.