Проектирование привода к цепному конвейеру
Проектирование привода к цепному конвейеру
Расчётно-графическая работа по механике
Выполнила: ст-ка гр. ЭТТ-32 Макеева Е.А.
Саратовский государственный технический университет
Саратов 2006
ЗАДАНИЕ
№6 ВАРИАНТ №4
Дано:
P3=8,5 кВт, W3=1,4*π об/мин, Lh=5 лет.
I. Кинематический
расчет привода.
Выбор
электродвигателя.
Двигатель
является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его
мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные
характеристики рабочей машины и ее привода.
1.1 Требуемая мощность рабочей машины:
Ррм=8,5
кВт.
Мощность
двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения
— от частоты вращения приводного вала рабочей машины.
Общий
коэффициент полезного действия (КПД) привода:
где
ηз.п – закрытой передачи (ηз.п=0,75…0,85=0,8);
η
о.п – открытой передачи (нет);
ηм.
– муфты (ηм.≈0,98);
ηп.к.
– подшипник качения (ηп.к.=0,99…0,995=0,993);
ηпод.с.
– подшипник скольжения (ηпод.с.=0,98…0,99=0,985).
η=0,8*0,98*0,993*0,985=0,767,
Требуемая
мощность двигателя, кВт:
Pдв=
Pдв=кВт.
Номинальная
мощность двигателя Рном, кВт:
Значение
номинальной мощности выбираем из стандартной таблицы по величине большей, но ближайшей
к требуемой мощности Pдв ≤ Рном
Рном=13
кВт
1.5
Выбираем тип двигателя в соответствии с асинхронной частотой вращения: АО2-62-6
– частота вращения 870 об/мин.
2. Определение общего передаточного числа привода и
разбивка по ступеням.
Передаточное
число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя
nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nр.м. при номинальной
нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой uз.п. и открытой uо.п
передач:
U=,
2.1 Частота вращения приводного вала рабочей машины
W= об/мин,
2.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя
nтреб ,об/мин:
nтреб=
nвых* uцеп.п.* uзуб.п .* uчерв.п
nтреб=42*(2…4)*(10…
31,5)
nтреб
max=5292 об/мин
nтреб
min=840 об/мин
Таким
образом, выбираем двигатель АО2-62-6 с частотой вращения
n
= 870 об/мин
2.3 Общее передаточное число привода:
uпр=,
uпр=
2.4 Передаточное число редуктора uред
Uчерв.=8
– из ряда стандартных чисел.
3.Определение основных параметров привода по валам.
3.1 Распределение мощностей по валам P, кВт:
Pдв.ст=P1=13
кВт,
P2=P1
* ηм.* ηпод.к =13*0,993*0,98=12,6 кВт
P3=
P2 * ηз.п.* ηпод.к =12,6*0,8*0,993=10,04 кВт
Распределение
частот вращения по валам n, об/мин:
nдв=
n1=870 об/мин
n2= об/мин
n3= об/мин
3.3 Распределение угловой скорости W, 1/с:
W1=
1/с
W2=
1/с
W3=
1/с
3.4.Распределение вращающих моментов Т, н*м:
3.5. Выбор муфты.
T=Tн*k,
k=1.2…1.5 – коэффициент режима.
Муфты
подбирают по диаметру валов.
T=T1*1.3=142,76*1.3=185,58
H*м.
II. Расчет
тихоходной закрытой передачи.
1. Выбор материала червяка и червячного колеса.
Материал-БрА10Ж4H4
σв=700 н/мм2, σт=460 н/мм2.Способ отливки - центробежный.
Для
нашей передачи с целью повышения КПД принимают закалку ТВЧ
До
твердости Н 245 HRC3, шлифование и полирование витков червяка. Сталь 40Х
терообработка – улучшение + ТВЧ. Dпред=125 мм. Sпред=80 мм.
1.1Ожидаемая скорость скольжения VS, м/с:
VS= м/с.
T2
– вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1107,2 н*м;
W2
– угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;
Uч.п.
– передаточное число, Uч.п=8.
VS= м/с
2. Определение допускаемых напряжений.
2.1 Определение допускаемых контактных напряжений
[σ]н, Н/мм2:
[σ]н=
300-25 VS, [σ]н= 300-25*4,076=198,1 Н/мм2;
2.2 Определение допускаемых изгибных
напряжений[σ]F ,Н/мм2 :
[σ]F=
KFL*(0,08* σв+0,25* σт) ,
где
KFL- коэффициент долговечности, ,
где
N-число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы-
наработка. N=573*W2*Lh,
Lh-срок
службы привода (ресурс),ч
W2
– угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;
Lh=t*kг*365*24*kсут,
Lh=5*0,8*365*24*0,32=11212,8
часов.
N=573*11,38*11212,8=73115753,47.
KFL
=.
[σ]F=0,62*(0,08*700+0,25*460)=106,02
Н/мм2
3. Определение межосевого расстояния передачи аw , мм:
мм.
Подученное
значение межосевого расстояния aw для нестандартной передачи округляем до
ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69).Принимаем аw=200 мм.
4. Подбор основных параметров передачи.
Число
витков червяка z1:
z1=4,
т.к. z1 зависит от передаточного числа редуктора изп=8 .
Число
зубьев червячного колеса: z2= z1*uчерв..
z2=4*8=32.
Модуль
зацепления m, мм:
,
где
аw- межосевое расстояние, аw=200 мм.
z2
- число зубьев червячного колеса, z2=32
мм,
Принимаем
m=10 мм. (ГОСТ 66.36-69).
Коэффициент
диаметра червяка из условия жесткости q:
q≈(0,212…0,25)*z2,
z2
- число зубьев червячного колеса, z2=32
q≈0,24*32=7,68,
Принимаем
q=8. (ГОСТ 66.36-69)
Коэффициент
смещения инструмента x:
аw-
межосевое расстояние, аw=200 мм;
m
- модуль зацепления, m=10 мм;
q
- коэффициент диаметра червяка, q=8;
z2
- число зубьев червячного колеса, z2=32.
По
условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до — 1
<х <+ 1 .
4.6
Определить фактическое передаточное число Uф и проверить его отклонение ∆U
от заданного U:
,
.
4.7
Фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:
aw=0,5*m*(q+z2+2*x),
aw=0,5*10*(8+32+2*0)=200 мм.
5.
Основные геометрические размеры передачи, мм.
При
корригировании исполнительные размеры червяка не изменяются; у червячного
колеса делительный d2 и начальный dw2 диаметры совпадают, но изменяются
диаметры вершин da2 и впадин df2.
Основные
размеры червяка:
делительный
диаметр d1=q*m:
d1=8*10=80
мм, начальный диаметр dw1=m*(q+2*x):
dw1=10*(8+2*0)=80
мм, диаметр вершин витков dа1 =d1+2* m:
dа1=80+2*10=100
мм,
диаметр
впадин витков d f1=d1—2,4*m:
d
f1=80-2,4*10=56 мм,
делительный
угол подъема линии витков : ,
длина
нарезаемой части червяка b1=(10+5,5*│x│+z1)*m+ С, где
х
-коэффициент смещения При х=0 С= 0,
z1
- число витков червяка z1=4;
m
- модуль зацепления, m=10 мм;
b1=(10+5,5*0+4)*10+0=140
мм,
Подученное
значение округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69).
Принимаем b1=145 мм.
Основные
размеры венца червячного колеса:
делительный
диаметр d2 = dw2= m*z2
d2=10*32=320
мм,
диаметр
вершин зубьев da2 = d2+ 2*m(1 + х):
da2=320+2*10*(1+0)=340
мм,
наибольший
диаметр колеса daм2 ≤ da2+6*m/(z1+2):
daм2≤340+6*10/(4+2)≤350
мм,
диаметр
впадин зубьев df2 = d2 - 2*m(1,2 — х):
df2=320-2*10*(1,2-0)=296
мм,
ширина
венца при z1 = 4 bг = 0,315* aw:
bг=0,315*200=63
мм.
По
ГОСТу 66.36-69 принимаем bг=63 мм,
радиусы
закруглений зубьев Rа= 0,5*d1 - т; Rf= 0,5*d1 + 1,2т:
Rа=0,5*80-10=30
мм,
Rf=0,5*80+1,2*10=52
мм,
условный
угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:
sinδ=
sinδ=.
Угол
2δ определяется точками пересечения дуги окружности диаметром
d'=
dal - 0,5*т с контуром венца колеса и может быть принят равным 90... 120°
d'=100-0,5*10=95
мм.
6.
Проверочный расчет.
6.1
Коэффициент полезного действия передачи:
η=
где
γ - делительный угол подъема витков червяка; φ – угол трения.
Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения
vs=
где
Uф – фактическое передаточное число, Uф=8
w2
– угловаяскорость соответствующего вала, w2=11,38рад/с
d1
– делительный диаметр, d1=80 мм
γ
– делительный угол подъёма линии витков, γ=21,8°.
vs= м/с→
φ=1º29´
η=.
6.2
Контактные напряжения зубьев колеса σн, Н/мм2:
,
где
— окружная сила на колесе, Н:
Н,
k—
коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса
vs= м/с
vs= м/с
При
vs<3 м/с, то К=1.
- допускаемое
контактное напряжение зубьев колеса, =214,87 Н/мм2
Н/мм2
176,77≤214,87
Получили
недогрузку материала (σн≤[σ]н), а эта разница не превышает 15%,
т.е. условие прочности выполняется.
6.3
Напряжение изгиба зубьев колеса σF, Н/мм2
,
где
k— коэффициент нагрузки, k=1;
m
– модуль зацепления, m=8 мм;
b2
– ширина венца, b2=50.4 мм;
Ft2
– окружная сила на колесе, Ft2=6920 H;
YF2
— коэффициент формы зуба .Определяется интерполированием в зависимости от
эквивалентного числа зубьев колеса zv2=
zv2=, где γ –
делительный угол подъёма линии витков червяка, т.к. zv2=41,02 → YF2=1,403
- допускаемое
напряжение изгиба зубьев колеса, =106,02 Н/мм2
Н/мм2,
11,37≤106,02.
При
проверочном расчете , т.к.
нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью
зубьев червячного колеса.
Таблица
1
Проектный расчет
Похожие работы на - Проектирование привода к цепному конвейеру
|