Реферат Кинематический и силовой расчет привода 2

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 29.3.2025

1 Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
Определим потребляемую мощность привода по формуле:
Р_вых = FV/1000,
где F – тяговая сила конвейера, Н;


V – скорость тяговой цепи, м/с.

Р_вых = 4500×0,65/1000 = 2,93 кВт.
          Общий КПД привода:
h_общ = h_чh_цh_мh²_подш,
где h_ч – КПД червячной передачи;

       h_ц – КПД цепной передачи;

       h_м – КПД муфты;

       h_подш – КПД одной пары подшипников качения.
h_общ = 0,8∙0,93∙0,98∙0,99² = 0,715,
Тогда требуемая мощность электродвигателя
P_э.тр = Р_вых/h_общ = 2,93/0,715 = 4,09 кВт.
          Частота вращения приводного вала:
n_вых = 6∙10⁴V/(pD_зв),
где D_зв – диаметр звездочки, мм.
D_зв = p/sin(180°/Z) = 80/sin(180°/11) = 284 мм;

n_вых = 60000∙0,65/(3,14∙284) = 43,7 об/мин.
Выбираем электродвигатель АИР112M4: Р_дв = 5,5 кВт; n_дв = 1432 об/мин.
1.2 Уточнение передаточных чисел
          Определим общее передаточное число привода
u_общ = n_дв/n_вых = 1432/43,7 = 32,75.
          Примем передаточное число червячной передачи u_Ч = 16, тогда передаточное число цепной передачи
u_Ц = u_общ/u_Ч = 32,75/16 = 2,05.
1.3 Определение вращающих моментов на валах редуктора
Частота вращения тихоходного вала
n_Т = n_выхu_Ц = 43,7∙2,05 = 89,5 об/мин.
          Частота вращения быстроходного вала
n_Б = n_Бu_Ч = 89,5∙16 = 1432 об/мин.
Момент на приводном валу
T_вых= FD_зв/2000 = 4500∙284/2000 = 639 Н×м.
          Вращающий момент на тихоходном валу
Т_Т = Т_вых/(h_подшh_цu_Ц) = 639/(0,99∙0,93∙2,05) = 339 Н×м.
Момент на быстроходном валу
Т_Б = Т_Т/(h_подшh_чu_Ч) = 339/(0,99∙0,8∙16) = 27 Н×м.

2 Расчет червячной передачи
2.1 Выбор материала червячного колеса
          Определим скорость скольжения:
4,3×9,4×16×(339)^1/3/1000 = 4,51 м/с;
где    w₂ – угловая скорость вала червячного колеса, рад/с;

          u – передаточное число червячной передачи;

          Т₂ – крутящий момент на валу червячного колеса, Н×м.
          Выбираем из группы II материал БрА10Ж4Н4, полученный способом центробежного литья, s_в = 700 Н/мм², s_т = 460 Н/мм².
2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
          Определяем допускаемые контактные напряжения:
[s]_Н = 300 – 25V_S = 300 – 25×4,51 = 187,3 Н/мм².
          Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
K_FL = (10⁶/N)^1/9 = (10⁶/193903200)^1/9 = 0,56.
          Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[s]_F = (0,08s_в + 0,25s_т)K_FL = (0,08×700 + 0,25×460)×0,56 = 95,2 Н/мм².
2.3 Проектный расчёт червячной передачи
          Определяем межосевое расстояние:
a_w = 61(Т₂×10³/[s]²_Н)^1/3 = 61×(339×10³/187,3²)^1/3 = 122,94 мм.
Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи a_w = 125 мм.

          Число витков червяка z₁ = 2. Число зубьев колеса z₂ = z₁u = 2×16 = 32. Округляем до целого числа z₂ = 32.

          Определим модуль зацепления
m = (1,5…1,7)a_w/z₂ = (1,5…1,7)×125/32 = 5,86…6,64 мм,
округляем в большую сторону до стандартного значения m = 6,3 мм.

          Определяем коэффициент диаметра червяка:
q = (0,212…0,25)z₂ = (0,212…0,25)×32 = 6,78…8;
округляем в большую сторону до стандартного значения q = 8.

          Коэффициент смещения инструмента
х = (a_w/m) – 0,5(q + z₂) = -0,16.



          Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:
u_ф = z₂/z₁ = 32/2 = 16;

(|16 – 16|/16)×100% = 0 % < 4%.
          Определим фактическое значение межосевого расстояния
a_w = 0,5m(q + z₂ + 2x) = 0,5×6,3×(8 + 32 + 2×-0,16) = 125 мм.
          Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр
d₁ = qm = 8×6,3 = 50,4 мм;
начальный диаметр
d_w₁ = m(q + 2x) = 6,3×(8 + 2×-0,16) = 48,4 мм;
диаметр вершин витков
d_a₁ = d₁ + 2m = 50,4 + 2×6,3 = 63 мм;
диаметр впадин витков

d_f₁ = d₁ – 2,4m = 50,4 – 2,4×6,3 = 35,28 мм;
делительный угол подъема линии витков
g = arctg(z₁/q) = arctg(2/8) = 14,04°;
длина нарезаемой части червяка
b₁ = (10 + 5,5|x| + z₁)m + C = (10 + 5,5|-0,16| + 2)×6,3 + 0 = 59,1 мм,
округляем до значения из ряда нормальных размеров b₁ = 60 мм.

          Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр
d₂ = d_w₂ = mz₂ = 6,3×32 = 201,6 мм;
диаметр вершин зубьев

d_a₂ = d₂ + 2m(1 + x) = 201,6 + 2×6,3×(1 + -0,16) = 212,2 мм;
наибольший диаметр колеса
d_a_м2 ≤ d_a₂ + 6m/(z₁ + 2) = 212,2 + 6×6,3/(2 + 2) = 221,65 мм;
диаметр впадин зубьев
d_f₂ = d₂ – 2m(1,2 – x) = 201,6 – 2×6,3×(1,2 – -0,16) = 184,48 мм;
ширина венца

b₂ = 0,355a_w = 0,355×125 = 44,4 мм,
округляем до значения из ряда нормальных размеров b₂ = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса
2d = 2×arcsin(b₂/(d_a₁ – 0,5m)) = 2×arcsin(45/(63 – 0,5×6,3)) = 98°.
Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке
F_t₂ = F_a₁ = 2000T₂/d₂ = 2000×339/201,6 = 3363 Н;
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
F_t₁ = F_a₂ = 2000T₂/(u_фd₁) = 2000×339/(16×50,4) = 841 Н;
радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо
F_r = F_t₂tg20° = 3363×0,364 = 1224 Н.
2.4 Проверочный расчёт червячной передачи
          Фактическая скорость скольжения

v_S = u_фw₂d₁/(2cosg×10³) = 16×9,4×50,4/(2×cos14,04°×10³) = 3,91 м/с.
          Определим коэффициент полезного действия передачи
h = tgg/tg(g + j) = tg14,04°/tg(14,04 + 2,5)° = 0,84,
где    j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град.

          Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где    K – коэффициент нагрузки;

[s]_Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм²
s_H = 340×(3363×1/(50,4×201,6))^1/2 = 185,6 ≤ 202,3 Н/мм².
Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 8,3%, условие выполнено.

          Проверим напряжения изгиба зубьев колеса
s_F = 0,7Y_F₂F_t₂K/(b₂m) ≤ [s]_F,
где    Y_F₂ – коэффициент формы зуба колеса, который определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
z_v₂ = z₂/cos³g = 32/cos³14,04° = 35,
тогда напряжения изгиба равны
s_F = 0,7×1,64×3363×1/(45×6,3) = 13,6 ≤ 95,2 Н/мм²,
условие выполнено.
2.5 Расчет червячной передачи на нагрев
          Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:
А » 12,0a_w^1,7 = 12,0×0,125^1,7 = 0,35 м²,
где    a_w – межосевое расстояние червячной передачи, м.

          Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где    h – КПД червячной передачи;

P₁ – мощность на червяке, кВт;

K_T – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м²×°С);

y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t₀ = 20 °С – температура окружающего воздуха;

[t]_раб = 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.
t_раб = 1000×(1 – 0,84)×4,09/(17×0,35×(1 + 0,3)) + 20 = 78,6 °С.

3 Расчет цепной передачи
3.1 Проектировочный расчет
          Определим шаг цепи:
,
где T₁ – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;

K_Э – коэффициент эксплуатации;

v – число рядов цепи;

[p_ц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм².

р = 2,8∙(339∙10³∙1,88/(1∙25∙35))^1/3 = 20,208 мм.
          Полученное значение шага цепи округляем до большего стандартного: p = 25,4 мм.

          Число зубьев ведущей звездочки
z₁ = 29 – 2u,
где u – передаточное число цепной передачи
z₁ = 29 – 2∙2,05 = 24,9.
Полученное значение округляем до целого нечетного: z₁ = 25.

          Коэффициент эксплуатации K_Э определяем по формуле
K_Э = K_ДK_регK_qK_сK_р,
где К_Д – коэффициент динамичности нагрузки;

       К_рег – коэффициент регулировки межосевого расстояния;

       К_q – коэффициент положения передачи;

       К_с – коэффициент смазывания;

       К_р – коэффициент режима работы.
K_Э = 1∙1∙1∙1,5∙1,25 = 1,88.
          Число зубьев ведомой звездочки
z₂ = z₁u = 25∙2,05 = 51,25.
Полученное значение округляем до целого нечетного: z₂ = 53.

          Определим фактическое передаточное число
u_ф = z₂/z₁ = 53/25 = 2,12.



Полученное значение отличается от заданного на 3,41 %.

          Определим предварительное межосевое расстояние
a = (30…50)p = 40∙25,4 = 1016 мм.
          Определим число звеньев цепи
l_p = 2a_p+0,5∙(z₁+ z₂) + ((z₂ – z₁)/2p)²/a_p,
где a_p = a/p = 40 – межосевое расстояние в шагах.
l_p = 2∙40+0,5∙(25 + 53) + ((53 – 25)/2∙3,14)²/40 = 119,50.
Полученное значение l_p округляем до целого четного числа: l_p = 120.

          Уточним межосевое расстояние в шагах
=

= 0,25∙(120 – 0,5∙(53 + 25) + ((120 – 0,5∙(53 + 25))² – 8(53 – 25 /6,28)²)^1/2) = 40,25.
          Фактическое межосевое расстояние
a = a_p

p = 40,25∙25,4 = 1022 мм.
          Монтажное межосевое расстояние
a_м = 0,995∙а = 0,995∙1022 = 1017 мм.
          Определим длину цепи
l = l_p

p = 120∙25,4 = 3048 мм.
          Определим делительные диаметры звездочек
d
_д₁ = p/sin(180°/z₁) = 25,4/sin(180°/25) = 202,76 мм,

d
_д₂ = p/sin(180°/z₂)= 25,4/sin(180°/53) = 428,98 мм.
          Определим диаметры окружностей выступов звездочек
D_e₁ = p(0,532 + ctg(180/z₁))= 25,4∙(0,532 + ctg(180/25)) = 214,68 мм,

D_e₂ = p(0,532 + ctg(180/z₂)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/53)) = 441,74 мм.
          Диаметры окружностей впадин
D_i₁ = d_д₁ – 2∙(0,5025∙d₁ + 0,05),
где d₁ – диаметр ролика шарнира цепи, мм.

D_i₁ = 202,76 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) = 194,70 мм,

D_i₂ = d_д₂ – 2∙(0,5025∙d₁ + 0,05) = 428,98 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) = 420,92 мм.
3.2 Проверочный расчет
          Проверим частоту вращения меньшей звездочки
n₁ £ [n]₁,
где   n₁ – частота вращения вала ведущей звездочки, об/мин;

[n]₁ – допускаемая частота вращения, об/мин.
[n]₁ = 15000/p = 15000/25,4 = 591 об/мин.

89,5 об/мин < 591 об/мин.
Условие выполнено.
          Проверим число ударов цепи о зубья звездочек
U £ [U],
где U – расчетное число ударов;

      [U] – допускаемое число ударов.
U = 4z₁n₁/(60l_p) = 4∙25∙89,5/(60∙120) = 1,24;

[U] = 508/p = 508/25,4 = 20.

1,24 < 20.
Условие выполнено.

          Определим окружную скорость цепи
v = z₁pn₁/60000 = 25∙25,4∙89,5/60000 = 0,95 м/с.
          Определим окружную силу, передаваемую цепью
F_t = P₁∙10³/v,
где P₁ – мощность на ведущей звездочке, кВт.
F_t = 5,5∙10³/0,95 = 5807 Н,
          Проверим давление в шарнирах цепи
р_ц = F_tK_Э/А £ [p_ц],
где А – площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм².
А = d₁b₃,
где b₃ – ширина внутреннего звена цепи, мм.
А = 7,92∙15,88 = 125,77 мм²;

p_ц = 5807∙1,88/125,77 = 31,57 Н/мм²;

31,57 Н/мм² < 35 Н/мм².
Условие выполнено.

          Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:
F₀ = K_f

qag,
где K_f – коэффициент провисания;

q – масса 1 м цепи, кг/м;

а – межосевое расстояние;

g – ускорение свободного падения, м/с².
F₀ = 6∙2,6∙1017∙9,81 = 156 Н.
          Определим силу давления цепи на вал:
F_оп = k_вF_t + 2F₀ = 1,15∙5807 + 2∙156 = 6989 Н.

4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Быстроходный вал (вал-червяк):
d₁ = (0,8…1,2)×d_дв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,
где d_дв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

          Из полученного интервала принимаем стандартное значение d₁ = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:
l₁ = (1,0…1,5)d₁ = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,
принимаем l₁ = 40 мм.

          Размеры остальных ступеней:
d₂ = d₁ + 2t = 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d₂ = 30 мм;

l₂ » 1,5d₂ = 1,5×30 = 45 мм, принимаем l₂ = 45 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d₃ = 38 мм;

d₄ = d₂.
Тихоходный вал (вал колеса):
(339×10³/(0,2×40))^1/3 = 34,86 мм, принимаем d₁ = 35 мм;

l₁ = (0,8…1,5)d₁ = (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l₁ = 50 мм;

d₂ = d₁ + 2t = 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d₂ = 40 мм;

l₂ » 1,25d₂ = 1,25×40 = 50 мм, принимаем l₂ = 50 мм;

d₃ = d₂ + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d₃ = 48 мм;

d₄ = d₂;
          Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:
·        для быстроходного вала: 7206A;

·        для тихоходного: 7208A.

Bukvasha