Проектирование привода (123872)

Посмотреть архив целиком

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:


Рпр = (Ft * V) / (nобщ *103),


где

Ft - 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

nобщ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:


nобщ=nм1*nб*nт *nм2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где


nм1=0,98 - КПД муфты 1

nб=0,98 - КПД быстроходной ступени

nтих=0,98 - КПД тихоходной ступени

nм2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

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


Pэл. 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 nэл. дв=1000 об/мин и необходимой мощности


Pэл. дв=7,1кВт


Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: nэл. дв=727 мин -1, Рэл. дв=7.5 кВт.

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


nвых = (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:

Рпр = (Ft * V) /*103=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

Ft - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи


1.3 Определение общего передаточного числа


Выбираем U=21,12

Uт=4,4

Uб=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.


Таблица 1.

Р

n

Т

Р1=Pэл. дв. *nм1=7.5*0,98=

7,35 кВт

n1=nэл. дв. =727 мин -1

Т1=9550*Р1/n1=

9550*7.35/727=95,5 Нм

Р21*nбыстр=7,35*0,98= =7,2 кВт

n2=n1/Uбыстр=727/4,8= =151 мин - 1

Т2=9550*Р2/n2=

9550*7,2/151=477,5 Нм

Р32*nпр=7,2*0,98= =7,05 кВт

n3=n2/Uпр=151/4,4=

=34 мин - 1

Т3=9550*Р3/n3=9550*7,05/34=1980 Нм

Р43*nт=7,05*0,98=6,91

n4= n3 =34 мин - 1

Т4=9550*Р4/n4=9550*6,91/34=1940 Нм


1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени


Таблица 2.

Колесо Z2

Шестерня Z1

Сталь 40Х улучшение

НВ2=269…302

НВ2ср=285

σ T = 750 МПа

Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ

НRC=48…53

НRC1ср=50,5

σ T = 750 МПа


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

КНЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К- коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность


КНЕ2=0,25

КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25

КFЕ1=0,1


Число циклов перемены напряжений.

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

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

(определяем по рис.4.3 [1])

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


NHG2=20*106

NFG2=4*106

NHG1=100*106

NFG1=4*106


Суммарное время работы передачи

t=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.


N∑2= =60t*n2*nз2=60*24000*151=217,4*106

t - суммарное время работы передачи

n2 - частота вращения колеса

nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =217,4*106*4,8=1043,7*106

N∑2 - суммарное число циклов нагружения колеса

nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот


Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость


NНЕ2НЕ2*N∑2= =0,25*217.4*106=54,4*106

NНЕ1НЕ1*N∑1= 0,25*1044*106=261*106


Сравним полученные значения NНЕ с табличным значением NНG:


NНЕ2=54,4*106>NHG2=20*106

Принимаем NHЕ=NHG2=20*106

NНЕ1=261*106>NHG1=100*106

Принимаем NHЕ1=NHG1=100*106


Б) изгибная выносливость


NFЕ2FЕ2*N∑2=0,14*217.4*106=

=30.4*106

NFЕ2FЕ2*N∑2=0,1*1044*106=

=104,4*106


Сравним полученные значения Nс табличным значением NFG:


NFЕ2=30,4*10>NFG2=4*106


NFЕ1=104,4*106> NFG1=4*106

Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106


Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σН] max и [σF] max - предельные допускаемые напряжения

σт - предел текучести материала


[σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа

[σF] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

[σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа

[σF] max1=1430МПа


Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.


[σН] = [σ0] Н* (NHG/ NHE) 1/6< [σН] max, где


[σ0] Н - длительный предел контактной выносливости

[σН] - допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σН] max - предельное допускаемое контактное напряжение

[σ0] Н2= (2*НВср+70) /SH [σ0] Н1= (17*НRCпов) /SH


[σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа

SH2=1.1

[σ] Н2=582 Мпа

[σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа

SH2=1.2

[σ] Н1=882 МПа


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


σН= ([σ] Н2+ [σ] Н1) *0.45=659Мпа, σН=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) 1/9< [σ] Fmax, где [σ0] F0F/SF


σ0F - длительный предел контактной выносливости, SF - коэффициент безопасности, [σ] F - допускаемое контактное напряжение, [σ] Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.


σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа

SF2=1,75

[σ0] F20F2/SF2= =513/1,75=293МПа

σ0F1=550МПа

SF1=1,75

[σ0] F10F1/SF1= =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


КННβНσ


При расчете на изгибную выносливость


КF,


Где КНβ и К - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, КНυ и К - коэффициент динамической нагрузки.

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


Кβ= Кβо (1-х) +х, где КНβо = 1 и Кo=1


Ψa=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.


КНβНβо=1,Кo=1.


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

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:


V=n1у* (T2/U2 * Ψa) 1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) 1/3=1,9м/с, где


n1=727 мин -1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

су=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T2 - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψa - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5


КНυ=1,02 и К=1.06

КН=1*1.02=1.02

КF=1*1,06=1,06


1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени


Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:


, где


8500 - коэффициент определяемый выражением ZM ZH ZΣ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса

U - заданное передаточное число

КН - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

КНα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψa = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи



Полученное значение α округляем до значения a=140 мм из ряда Ra 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:


b2= Ψa*а=0,25*140=35 мм


Ширина шестерни:


b1=b2+3=38 мм


Модуль передачи.


, принимаем


Полученное значение модуля mn=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.


βmin=arcsin (4mn/b2) =arcsin (4*1.5/35) =9,55o

ZΣ=Z2+Z1=2*a*cos βmin/mn= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

ZΣ=184, Cosβ= ZΣ*mn/2a=184*1.5/2*140=0.9857

β=9,6>9,55min


Число зубьев шестерни Z1 и колеса Z2.


Z1=Z Σ/U+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z1=30

Z2= Z Σ - Z 1=184-30=154


Фактическое значение передаточного числа.


U= Z 2/ Z 1=154/30=5


Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:


, где


Т2 - номинальный крутящий момент на валу колеса, KF=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, K=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), YF2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение YF выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Zv.


Zv2=Z2/cos3β=154/cos39,6=160


Y β - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y β = 1- (β/140) =1-0,072=0,931, b2 - рабочая ширина колеса, mn – модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [σ] F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость


σF2= (477,5*103*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [σ] F2=293Мпа


Б) зуб шестерни:


σF1= σF2*YF1/ YF2< [σ] F1, где


σF2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

YF1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ] F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость


σF1=222*3,4/3,61=209МПа < [σ] F1=314Мпа


Определение диаметров делительных окружностей d.


d1=mn/cos β*Z1=1,5/0,986*30=45,6 мм

d2=mn/cos β*Z2=1,5/0,986*154=234,4мм


Выполним проверку полученных диаметров.


d2+ d1=2а

45,6+234,4=2*140=250 - верно


Диаметры окружностей вершин и зубьев и впадин зубьев df и da:


1= d1+2 mn=45,6+1,5*2=48,6мм


Случайные файлы

Файл
55249.rtf
mouse.doc
matved.doc
1577.rtf
169220.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.