Расчет редуктора. КР ЛИТВИН 2103. Разработка привода скребкового конвейера
![]()
|
М ![]() РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ АРХИТЕКТУРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ УНИВЕРСИТЕТ Факультет: Автомобильно-дорожный Курсовая работа по дисциплине: «Исследование и проектирование ПТСДСиО» на тему: «Разработка привода скребкового конвейера» Выполнил студент группы 1-НТТСс-5 _________________ Махов В.Е. Проверил преподаватель: _________________ Литвин Р.А. ![]() 2022 СОДЕРЖАНИЕ 1.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ………………………………………………………….….3 2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА……………………….….4 3.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ……………………………..…...9 4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ………………………………………....235. ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ…………………………....336.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ………38 ПРИЛОЖЕНИЕ ![]() 1.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ![]() Таблица 1. Исходные данные ![]() ![]() 2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА Механический привод предназначен для передачи мощности от двигателя к рабочему органу с изменением силовых и кинематических па- раметров движения. Он включает в себя двигатель, рабочий орган и пере- даточные механизмы (передачи). Передачи (редукторные) предназначены для снижения частоты вращения и увеличения вращающего момента; муфты ‒ для соединения концов валов и компенсации несоосности осей валов. Упругокомпенсирующие муфты также гасят вибрации. Передаточное отношение привода определяется как произведение передаточных отношений механических передач, входящих в привод и соединенных последовательно. Задачами расчета являются: подбор асинхронного электродвигателя для обеспечения заданных кинематических и силовых параметров вращения приводного вала; определение передаточных отношений передач, входящих в привод, частот вращения, угловых скоростей, мощностей и вращающих моментов на валах привода. Схема привода задана. Рассчитываем мощность Pвых на приводном валу: Мощность на приводном валу может быть определена по формуле Pвых T вых , где Т – момент на приводном валу, Н∙м; ωвых – угловая скорость вращения приводного вала, с 1. Угловая скорость вращения приводного вала ![]() Отсюда следует, что угловая скорость вращения приводного вала равна ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Так как на приводном валу установлены две звездочки то мощность удваивается: ![]() Рассчитаем общий (ориентировочный) КПД привода. Он опре- деляется как произведение КПД всех элементов привода, соединенных по- следовательно. КПД муфт, передач и подшипников. Для червячной передачи предварительно рассматривается худший (по потерям мощности) случай и принимаем η = 0,7 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Находим требуемую (желаемую) мощность электродвигателя: ![]() Предварительное передаточное отношение привода , согласно за- данной схеме, ![]() Где ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем требуемую (желаемую) частоту вращения вала элек- тродвигателя nэ.ж: ![]() По двум параметрам – требуемой мощности электродвигателя Pэ.ж и требуемой частоте вращения вала электродвигателя nэ.ж – подбираем асинхронный электродвигатель. Двигатель выбирается с ближайшей большей номинальной мощностью Pн и ближайшим значением частоты вращения nдв. Принимаем двигатель 4А100S4У3 с номинальной мощностью Pн =3,0 кВт и частотой вращения вала двигателя nдв = 1435 мин‒1. Корректируем общее передаточное отношение привода i: ![]() Далее корректируем передаточные отношения по ступеням (пере- дачам). Предварительно предполагалось, что передаточное отношение привода будет равно 90. Однако с учетом выбранного двигателя необходимо, чтобы произведение передаточных отношений двух передач привода было равным 94,6. Для второй передачи привода (цепной) iп2 = 3, а для первой(червячной) передачи iп1 = i/(iп2) = 95.6/3 = 31,8. Выполняем проверку: ![]() Погрешность (< 1 %) - считаем допустимой. Определяем мощности на валах привода по следующей формуле: ![]() где ![]() ![]() ![]() Если рассматривается первый вал (вал двигателя, j = 1), то вместо Pj‒1 подставляется значение Pэ.ж. Таким образом, ![]() ![]() ![]() ![]() Выполняем проверку. Должно обеспечиваться равенство PIV = Pвых (с точностью до целых), т. е. мощность на последнем валу привода должна быть равна мощности. Проверка выполняется. Находим частоты вращения валов привода по формуле nj = nj‒1/il, где il – передаточное отношение передачи, ведомый элемент которой (колесо, шкив, звездочка и др.) установлен на j-м валу. ![]() ![]() ![]() ![]() Для проверки сравниваем полученное значение частоты вращения приводного вала (вала IV) со значением исходным. Погрешность, равную 0,01 мин–1, считаем допустимой (< 1 %). Проверка выполняется. Вычисляем угловые скорости вращения валов привода: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Определяем вращающие моменты на валах привода Tj = Pj/ωj: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 3.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ 1. Определяем число заходов червяка и число зубьев червячного колеса Так как передаточное отношение i> 30,то рекомендуемое число заходов червяка – 1 ![]() ![]() 2. Вычисляем скорость скольжения по формуле: ![]() 3. Выбираем в качестве материала червяка сталь 40X, закалка до 54 HRC, витки шлифованные и полированные. По таблице 2 определяем материал для зубьев червячного колеса Таблица 2. Материалы зубьев червячного колеса
Принимаем материал – алюминиево-железистую бронзу БрА9Ж4 (отливка в песок) ![]() Допускаемые контактные напряжения зависят от группы материала червячного колеса. Допускаемое контактное напряжение [σН] при базовом числе цик- лов 107, если червяк шлифуется и полируется, ![]() 0 Н 0,85...0,9 σB, где σB– предел прочности (см. табл.2); если червяк не подвергается финишной обработке Определяем коэффициент, учитывающий скорость скольжения, по табл. 3. Табл. 3. К определению коэффициента Сυ
Находим эквивалентное число циклов нагружения по формуле ![]() t L KD Ks8 5 255 2 8 20400 ч. где t‒ ресурс работы передачи в часах; μH‒ коэффициент режима работы (табл.4). Табл. 4. К определению коэффициентов μHи μF
![]() ![]() Допускаемые контактные напряжения : σH Cυ σH KHL σH В рассматриваемом случае червяк шлифуется и полируется ![]() Эквивалентное число циклов: NHE 0,121 60 1435 20400 21 107 25 107 . Коэффициент долговечности ![]() ![]() σH Cυ σH KHL 0,95348 0,68 224,8МПа 600МПа 3.2.Определяем допускаемые напряжения изгиба. Эквивалентное число циклов нагружения (по напряжениям изгиба) ![]() Проверяем выполнение условия ![]() Условие выполняется. ![]() Коэффициент долговечности по напряжениям изгиба: ![]() Допускаемые напряжения изгиба для материалов первой и второй групп ![]() ![]() ![]() ![]() 3.3.Проектный расчет передачи Определяем ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка qпо формуле: ![]() Коэффициент диаметра червяка qпринимаем по табл. 5. Он связан с модулем m. Принимаем предварительно q′= 10 Таблица 5.Рекомендуемые значения m и q
При этом отношение находится в рекомендуемых пределах (0,25…0,4). ![]() Определяем межосевое расстояние (предварительно): ![]() где Eпр ‒ приведенный модуль упругости, Мпа ![]() ![]() Тогда ![]() ![]() Принимаем ![]() Определяем модуль m (предварительно): ![]() По ГОСТ 19672-74 (см. табл..5) назначаем ближайший больший модуль m = 6.3 мм (соответствующий принятому q) и находим необходимый коэффициент смещения: ![]() Так как эта величина лежит в пределах ‒1 ≤ x ≤ 1, выбранные параметры aw = 125 мм, m = 6.3 мм и q = 10 оставляем для данной передачи. Делительные диаметры червяка и червячного колеса соответственно: ![]() ![]() ![]() Определяем угол подъёма винтовой линии: ![]() Окружная скорость червяка: ![]() Уточняем величину скорости скольжения: ![]() 3.4.Проверочные расчеты червячной передачи Проверяем прочность зубьев по контактным напряжениям по формуле: ![]() ![]() ![]() Режим нагружения можно уточнить по табл. 4.4. Для приведенного примера режим нагружения III нормальный по условию. Тогда X = 0,5. В рассматриваемом случае коэффициент торцового перекрытия при коэффициенте смещения x равен -1, поэтому значение ε = 1,8 (принято из рекомендуемого диапазона 1,8…2,2) Коэффициент концентрации нагрузки: ![]() Коэффициент расчетной нагрузки: ![]() Контактные напряжения: ![]() ![]() ![]() ![]() Проверяем прочность зуба по напряжениям изгиба по формуле ![]() где Ft2 ‒ окружное усилие на колесе, Н; KF ‒ коэффициент расчётной нагрузки. По формуле (4.26) KF = 1,32; YF ‒ коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев zv; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм; mn ‒ модуль в нормальном сечении, мм. Эквивалентное число зубьев колеса ![]() Коэффициент YF определяем по табл.8. ![]() Интерполируя данные, получаем ![]() Окружное усилие на червяке Ft1, равное осевому усилию на червячном колесе Fa2, ![]() ![]() Окружное усилие на червячном колесе Ft2 , равное осевому усилию на червяке Fa1, ![]() Радиальное усилие ![]() Ширину червячного колеса принимаем по табл. 9 ![]() Имеем: ![]() Нормальный модуль: ![]() Тогда прочность зуба по напряжениям изгиба: ![]() ![]() 3.5.Расчет геометрии передачи и оформление результатов вычислений Определяем недостающие геометрические параметры для построения чертежей червяка и червячного колеса. ![]() Рис. 4. Геометрические параметры червячной передачи: 1 ‒ червяк; 2 ‒ червячное колесо Диаметры вершин и впадин червяка: ![]() ![]() Диаметры вершин и впадин червячного колеса: ![]() ![]() Длину нарезанной части червяка b1 определяем по табл. 11 ![]() Таблица 11. К определению длины b ![]() В рассматриваемом случае : ![]() Диаметр колеса dae2 определяем по формуле: ![]() ![]() ![]() 3.6.Тепловой расчет червячного редуктора Коэффициент трения f в червячной передаче определяем по табл.13 ![]() При ![]() ![]() Уточняем КПД червячной передачи по формуле: ![]() При энерго-кинематическом расчете принимался КПД, равный 0,7. Так как при этом рассматривался худший случай, перерасчет не производим. Количество теплоты, выделяющееся в передаче в секунду (тепловая мощность), определяем по формуле: ![]() Мощность теплоотдачи: ![]() ![]() Выбираем индустриальное редукторное масло, t1 = 60…90 °С. Принимаем t1 = 75 °С; t0 ‒ температура окружающей среды, °С. Считаем, что средняя температура помещения (отапливаемого зимой) t0 = 20 °С; А ‒ площадь поверхности охлаждения, м 2 . Ее значения ориентировочно можно определить как площадь редуктора, которая изнутри омывается маслом, а снаружи ‒ свободно циркулирующим воздухом А0. Принимаем А = 0,78 м 2 . Мощность отводимая (теплоотдачи) должна быть равной или больше мощности выделяемой. Это условие теплового баланса. В рассматриваемом случае должно выполняться неравенство: ![]() Условие теплового баланса не выполняется. Если данное условие не выполняется, то имеющегося охлаждения недостаточно. Необходимо: увеличивать поверхность охлаждения с помощью охлаждающих ребер; устанавливать дополнительные вентиляционные системы в помещении; применять обдув корпуса; использовать специальные циркуляционные системы смазки с охлаждением в холодильниках. В рассматриваемом случае применяем охлаждающие ребра. Тогда площадь поверхности охлаждения: ![]() ![]() Дополнительно устанавливаем интенсивную вентиляцию в помещении (K = 15). Тогда: ![]() |