Энергетический и кинематический расчет привода

Содержание

Введение

Энергетический и кинематический расчет привода

Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

Проектный расчет передачи

Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

Проверочный расчет передачи на напряжение изгиба.

Расчет геометрических параметров передачи.

Силы в зацеплении зубчатых колес.

Расчет промежуточной цилиндрической зубчатой передачи.

Расчет быстроходной зубчатой передачи.

Расчет валов.

Проектный расчет валов.

Проверочный расчет тихоходного вала редуктора.

Выбор подшипников качения.

Проверочный расчет подшипников тихоходного вала.

Расчет шпоночных соединений.

Выбор муфт.

Смазка редуктора.

10 Список использованных источников.

Введение

«Детали машин» являются курсом, в котором изучают основы проектирования машин и механизмов.

Любая машина (механизм) состоят из деталей.

Деталь – такая часть машины, которую изготавливают без сборочных операций. Они могут быть простыми и сложными. Детали объединяют в узлы.

Узел представляет собой законченую сборочную единицу, состоящую из ряда деталей, имеющих общее функциональное назначение.

Детали общего назначения применияют в машиностроении в очень больших количествах. Поэтому, любое усовершенствование методов расчета и конструкции этих деталей, уменьшают затраты материала, понижают стоимость производства, повышают долговечность, к чему и надо стремиться.

Также конструкция должна обеспечивать легкую доступность к узлам и деталям, для их осмотра и замены. Сменные детали должны быть взаимозаменяемыми с запасными частями.

Особые указания.

Редуктор и электродвигатель закреплены на общей раме.

Нагрузка равномерная.

Работа трехсменная.

Срок службы редуктора 8 лет.

Расстояние между тяговыми звездочками L принять:

L = (1,1 – 1,5)*D0;

где D0 – диметр звездочки.

Ft – тяговое усилие одной цепи.

P – шаг цепи.

z – число зубьев звездочки.

v – скорость движения конвейра.

Разработать.

Общий вид привода.

Редуктор.

Вал со звездочками и подшипниками.

Раму.

Рабочие чертежи деталей.

Энергетический и кинематический расчет привода

Расчитаем сначала мощность, потребляемую пластинчатым конвейером по формуле:

Pб = Ft*v; (1.1)

где:

Ft – тяговое усилие одной цепи;

v – скорость движения конвейра.

Так как у нас две звездочки, то и цепи будет две. Следовательно формула (1.1) выглядит так: Pб = 2*Ft*v = 2*4,50*0,25 = 2,25кВт.

Затем находим частоту вращения звездочек по формуле:

nб= 60000*v/D; (1.2)

где:

v – скорость движения конвейра;

D – диаметр звездочки.

Так как D = P*z

где:

P – шаг цепи;

z – число зубъев звездочки.

Следовательно формула (1.2) выглядит следующим образом.

nб = 60000*v/P*z = 60000*0,25/100*12 = 12,5 мин-1;

После, находим необходимую мощность электродвигателя:

Рэ.д.н. = Рб/0;

где Рб – потребляемая пластинчатым конвейером мощность;

0 – общий коэффициент полезного действия привода, он равен:

0 = 5п.к. * 3зуб.п.* 2м = 0,995*0,973*0,992 = 0,85;

где п.к. – коэффициент полезного действия зубчатой прямозубой передачи.

зуб.п – коэффициент полезного дкйствия зубчатой прямозубой передачи.

м – коэффициент полезного действия муфты.

Рэ.д.н. = 2,25/0,85 = 2,65 кВт;

Далее определяем орентичовачное передаточное отношение привода:

U0 = Uб.з.п. * Uпр.з.п. * Uт.з.п. = 4*3,7*3 = 44,4 (1.3)

где Uб.з.п. – передаточное отношение быстроходной зубчатой передачи.

Uпр.з.п. – передаточное отношение промежуточной зубчатой передачи.

Uм.з.п. - передаточное отношение тихоходной зубчатой передачи.

Определяем частоту вращения электродвигателя.

n э.д.н. = nб * U0 = 12,5 * 44,4 = 555 мин-1;

где - nб частота вращения звездочек;

U0 – передаточное отношение привода.

Выбираем двигатель типа 4А112МВ8УЗ, мощностью Р=3 кВт и частотой вращения n=665 мин-1.

Следовательно после этого уточняем общее передаточное число привода:

U0 = nэ.д./nб = 665/12,5 = 53

где nэ.д. – частота вращения двигателя;

nб – частота вращения звездочек.

Так как выражение (1.3) равняется 53, то

U0 = Uб.з.п. * Uпр.з.п. * Uт.з.п.= 4,1*3,8*3,4 = 53.

Отсюда следует, что передаточное число быстроходной ступени зубчатой передачи равно 4,1; тихоходной – 3,4; промежуточной – 3,8.

После этого находим все частоты вращения валов.

n1 = nэ.д. = 665 мин-1;

n2 = n1/Uб.з.п. = 665/4,1 = 162 мин-1;

n3 = n2/Uп.з.п. = 162/3,8 = 42,6 мин-1;

n4 = n3/Uт.з.п. = 42,6/3,4 = 12,5 мин-1;

n5 = n4 = 12,5 мин-1;

Затем определим мощности на валах.

Р1 = Рэ.д. * м * п.к. = 2,65*0,99*0,99 = 2,60 кВт;

Р2 = Р1 * з.п. * п.к. = 2,60*0,97*0,99 = 2,50 кВт;

Р3 = Р2 * з.п. * п.к. = 2,50*0,97*0,99 = 2,40 кВт;

Р4 = Р3 * з.п. * п.к. = 2,40*0,97*0,99 = 2,30 кВт;

Р5 = Р4 * з.п. * п.к. = 2,30*0,97*0,99 = 2,25 кВт;

Вычеслим крутящие моменты на валах.

Т= 9559*Р/n;

где Р – мощность на валу;

n – частота вращения вала.

Т1 = 9559*Р1/n1 = 9550*2,60/665 = 37,3 Н*м;

Т2 = 9559*Р2/n2 = 9550*2,50/162 = 147,4 Н*м;

Т3 = 9559*Р3/n3 = 9550*2,40/42,6 = 538 Н*м;

Т4 = 9559*Р4/n4 = 9550*2,30/12 = 1757б2 Н*м;

Т5 = 9559*Р5/n5 = 9550*2,25/12,5 = 1719 Н*м;

Определяем угловые скорости на валах.

 = *n/30;

где n – частота вращения вала.

1 = n1/30 = 3,14*665/30 = 69,6 мин-1;

2 = n2/30 = 3,14*162/30 = 16,96 мин-1;

3 = n3/30 = 3,14*42,6/30 = 4,4 мин-1;

4 = n4/30 = 3,14*12,5/30 = 1,3 мин-1;

5 = n5/30 = 3,14*12,5/30 = 1,3 мин-1;

Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Шестерни и зубчатые колеса изготавливаются из стали 40Х твердость поверхности которых менее 350, что позволяет производить чистовое нарязание зубъев после термообработки. При этом можно получать высокую точность без применения дорогих отделочных операций (шлифофки, притирки, и т.п.). Колеса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.

Определим допускаемые напряжения для тихоходной зубчатой передачи.

Шестерня – сталь 40ХНВ250.

нр1 = 0,9*нlim1*zN1/Sн1 = 0,9*570*0,95/1,2 = 406 МПа;

где нlim – пределы контактной выносливости шестерни.

нlim1 = 2*HHB+70 = 2*250+70 = 570 МПа;

zN1 – коэффициент долговечности шестерни.

;

где Nнlim – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2502,4 = 17067789;

Nк – расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме нагрузки.

Nк = 60*n*c*t = 60*42,6*1*19008 = 48584448;

где n – частота вращения шестерни;

с- число колес, находящихся в зацеплении с расчитываемым;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы.

t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.

Sн1 – коэффициент запаса прочности шестерни;

Sн1=1,2 – при однородной структуре зуба.

Колесо – сталь 40HB230

нр2 = 0,9*нlim2*zN2/Sн2 = 0,9*530*1/1,2 = 397,5 МПа;

нlim2 = 2*HHB+70 = 2*230+70 = 530 МПа;

;

Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2302,4 = 13972305;

Nк = 60*n*c*t = 60*12,5*1*19008 = 14256000;

нр = 0,45 (нр1+нр2) < 1,23 нр min;

нр = 0,45 (406+397,5) < 1,23 * 361,6;

361,6 МПа < 444,8 МПА;

Определим допускаемые напряжения изгибы.

FP1 = Flim * YN1 * YA1 / SF1 = 437,5*0,66*0,75/1,4 = 155 МПа;

где Flim1 – пределы изгибной выносливости шестерни;

Flim1 = 1,75*HHB = 1,75*250 = 437,5 МПа;

YN1 – коэффициент долговечности;

;

где NFG – базовое число циклов перемены напряжений

NR – расчетное число циклов, NR = NK, напряжений при постоянном режиме нагрузки;

YA1 – коэффициент, учитывающий влияние двухсторонней приложенной нагрузки;

FP2 = Flim2*YN2*YA2 / SF2 = 402,5*0,8*0,75/1,4 = 172,5 МПа;

Flim2 = 1,75*HHB = 1,75*230 = 402,5 МПа;

;

Для промежуточной зубчатой передачи.

Шестерня – сталь 40ХHB255.

нр1 = 0,9*нlim1*zN1/Sн1 = 0,9*580*0,89/1,2 = 387 МПа;

;

Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2552,4 = 17898543;

Nк = 60*n*c*t = 60*162*1*19008 = 184787760;

нlim1 = 2*HHB+70 = 2*255+70 = 580 МПа;

Колесо – сталь 40ХHB235.

нр2 = 0,9*нlim2*zN2/Sн2 = 0,9*540*0,94/1,2 = 381 МПа;

;

Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2352,4 = 14712420;

Nк = 60*n*c*t = 60*42,6*1*19008 = 48584448;

нlim1 = 2*HHB+70 = 2*235+70 = 540 МПа;

нр = 0,45 (387+381) < 1,23 * 346;

346 МПа < 425 МПА;

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

FP1 = Flim1*YN1*YA1 / SF1 = 446*0,53*0,7/1,4 = 118 МПа;

Flim1 = 1,75*HHB = 1,75*255 = 446 МПа;

;

FP2 = Flim2*YN2*YA2 / SF2 = 411*0,66*0,7/1,4 = 136 МПа;

Flim2 = 1,75*HHB = 1,75*235 = 411 МПа;

;

Для быстроходной зубчатой передачи.

Шестерня – сталь 40ХНВ260.

нр1 = 0,9*нlim1*zN1/Sн1 = 0,9*590*0,83/1,2 = 367 МПа;

;

Nнlim = 30* HHB2,4 = 30*2602,4 = 18752418;

Nк = 60*n*c*t = 60*665*1*19008 = 758419200;

Колесо – сталь 40ХНВ240.

нр2 = 0,9*нlim2*zN2/Sн2 = 0,9*550*0,88/1,2 = 363 МПа;

;

нlim1 = 2*HHB+70 = 2*240+70 = 550 МПа;

нр = 0,45 (367+363) < 1,23 * 328,5;

328,5 МПа < 404 МПА;

Определяем допускаемые напряжения изгиба.

FP1 = Flim1*YN1*YA1 / SF1 = 455*0,42*0,8/1,4 = 109 МПа;

Flim1 = 1,75*HHB = 1,75*260 = 455 МПа;

;

FP2 = Flim2*YN2*YA2 / SF2 = 420*0,53*0,8/1,4 = 127 МПа;

Flim2 = 1,75*HHB = 1,75*240 = 420 МПа;

;

Расчет тихоходной цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные для расчета тихоходной цилиндрической зубчатой передачи:

N – передаваемая мощность, кВт;

N = 2,40 кВт;

n1 – частота вращения шестерни, мин-1;

n1 = 42,6 мин-1;

n20 – желаемая частота вращения колеса, мин-1;

n20 = 12,5 мин-1;

n2д – допустимое отклонение частоты вращения колеса от желаемой, мин-1;

n2д = 0,62 мин-1;

t – число часов работы передачи за расчетный срок службы;

t = 0,33*24*8*300 = 19008 ч.

Проектный расчет передачи

Расчитаем момент на шестерне по формуле:

T1 = 9550*N*к/n1 = 9550*2,40*1,3/42,6 = 699 Н*м;

где N – передаваемая мощность, кВт;

n1 – частота вращения шестерни, мин-1;

к – коэффициент нагрузки передачи, к = кv * к = 1,3;

где кv – коэффициент динамической нагрузки;

к - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

Затем вычисляем предполагаемое передаточное число по формуле:

U0 = h1/h02 = 42,6/12,5 = 3,4

где h1 – частота вращения шестерни, мин-1;

h02 – желаемая частота вращения колеса, мин-1;

Выбираем предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра: b0d = 0,8;

Расчитываем предполагаемое межосевое растояние по формуле:

г

де T1 – расчетный момент на шестерне;

U0 – предполагаемое передаточное число;

b0d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

нр – допускаемое контактное напряжение передачи;

Выбираем желаемое межосевое расстояние.

Далее выбираем допустимое отклонение межосевого расстояния.

Значение a выбираем в пределах:

0,01* a< a < 0,1*ag;

0,01*300 < a< 0,1*300;

3 < a< 30;

Следовательно a принимаю равным 15мм, т.к. 3<15<30.

Данное значение удовлетворяет выше приведенное условие.

Расчитываем предполагаемый начальный диаметр шестерни по формуле:

d01 = 2*ag/(U0+1) = 2*300/(3,4+1) = 136мм;

где U0 – предполагаемое передаточное число;

ag – желаемое межосевое растояние.

Вычисляем предполагаемую рабочую ширину:

b0 = b0d * d01 = 0,8*136 = 109мм.

где b0d – предполагаемый коэффициент ширины шестерни относительно ее начального диаметра;

d01 –