Реферат Кинематический и силовой расчет привода 2
Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28Поможем 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
1 Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
Определим потребляемую мощность привода по формуле:
Рвых = FV/1000,
где F – тяговая сила конвейера, Н;
V – скорость тяговой цепи, м/с.
Рвых = 4500×0,65/1000 = 2,93 кВт.
Общий КПД привода:
hобщ = hчhцhмh2подш,
где hч – КПД червячной передачи;
hц – КПД цепной передачи;
hм – КПД муфты;
hподш – КПД одной пары подшипников качения.
hобщ = 0,8∙0,93∙0,98∙0,992 = 0,715,
Тогда требуемая мощность электродвигателя
Pэ.тр = Рвых/hобщ = 2,93/0,715 = 4,09 кВт.
Частота вращения приводного вала:
nвых = 6∙104 V/(pDзв),
где Dзв – диаметр звездочки, мм.
Dзв = p/sin(180°/Z) = 80/sin(180°/11) =
nвых = 60000∙0,65/(3,14∙284) = 43,7 об/мин.
Выбираем электродвигатель АИР112M4: Рдв = 5,5 кВт; nдв = 1432 об/мин.
1.2 Уточнение передаточных чисел
Определим общее передаточное число привода
uобщ = nдв/nвых = 1432/43,7 = 32,75.
Примем передаточное число червячной передачи uЧ = 16, тогда передаточное число цепной передачи
uЦ = uобщ/uЧ = 32,75/16 = 2,05.
1.3 Определение вращающих моментов на валах редуктора
Частота вращения тихоходного вала
nТ = nвыхuЦ = 43,7∙2,05 = 89,5 об/мин.
Частота вращения быстроходного вала
nБ = nБuЧ = 89,5∙16 = 1432 об/мин.
Момент на приводном валу
Tвых = FDзв/2000 = 4500∙284/2000 = 639 Н×м.
Вращающий момент на тихоходном валу
ТТ = Твых/(hподшhцuЦ) = 639/(0,99∙0,93∙2,05) = 339 Н×м.
Момент на быстроходном валу
ТБ = ТТ/(hподшhчuЧ) = 339/(0,99∙0,8∙16) = 27 Н×м.
2 Расчет червячной передачи
2.1 Выбор материала червячного колеса
Определим скорость скольжения:
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, sв = 700 Н/мм2, sт = 460 Н/мм2.
2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
Определяем допускаемые контактные напряжения:
[s]Н = 300 – 25VS = 300 – 25×4,51 = 187,3 Н/мм2.
Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:
KFL = (106/N)1/9 = (106/193903200)1/9 = 0,56.
Определяем допускаемые напряжения изгиба:
[s]F = (0,08sв + 0,25sт)KFL = (0,08×700 + 0,25×460)×0,56 = 95,2 Н/мм2.
2.3 Проектный расчёт червячной передачи
Определяем межосевое расстояние:
aw = 61(Т2×103/[s]2Н)1/3 = 61×(339×103/187,32)1/3 =
Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw =
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)aw/z2 = (1,5…1,7)×125/32 = 5,86…6,64 мм,
округляем в большую сторону до стандартного значения m =
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 = (aw/m) – 0,5(q + z2) = -0,16.
Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:
uф = z2/z1 = 32/2 = 16;
Определим фактическое значение межосевого расстояния
aw = 0,5m(q + z2 + 2x) = 0,5×6,3×(8 + 32 + 2×-0,16) =
Вычисляем основные геометрические размеры червяка:
делительный диаметр
d1 = qm = 8×6,3 =
начальный диаметр
dw1 = m(q + 2x) = 6,3×(8 + 2×-0,16) =
диаметр вершин витков
da1 = d1 + 2m = 50,4 + 2×6,3 =
диаметр впадин витков
df1 = d1 – 2,4m = 50,4 – 2,4×6,3 =
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 =
округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 =
Основные геометрические размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр
d2 = dw2 = mz2 = 6,3×32 =
диаметр вершин зубьев
da2 = d2 + 2m(1 + x) = 201,6 + 2×6,3×(1 + -0,16) =
наибольший диаметр колеса
daм2 ≤ da2 + 6m/(z1 + 2) = 212,2 + 6×6,3/(2 + 2) =
диаметр впадин зубьев
df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 201,6 – 2×6,3×(1,2 – -0,16) =
ширина венца
b2 = 0,355aw = 0,355×125 =
округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 =
условный угол обхвата червяка венцом колеса
2d = 2×arcsin(b2/(da1 – 0,5m)) = 2×arcsin(45/(63 – 0,5×6,3)) = 98°.
Определим силы в зацеплении
окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке
Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000×339/201,6 = 3363 Н;
окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе
Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000×339/(16×50,4) = 841 Н;
радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо
Fr = Ft2tg20° = 3363×0,364 = 1224 Н.
2.4 Проверочный расчёт червячной передачи
Фактическая скорость скольжения
vS = uфw2d1/(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
sH = 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
sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ≤ [s]F,
где YF2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:
zv2 = z2/cos3g = 32/cos314,04° = 35,
тогда напряжения изгиба равны
sF = 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 » 12,0aw1,7 = 12,0×0,1251,7 =
где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.
Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:
где h – КПД червячной передачи;
P1 – мощность на червяке, кВт;
KT – 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.
tраб = 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;
KЭ – коэффициент эксплуатации;
v – число рядов цепи;
[pц] – 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 KЭ определяем по формуле
KЭ = KДKрегKqKсKр,
где КД – коэффициент динамичности нагрузки;
Крег – коэффициент регулировки межосевого расстояния;
Кq – коэффициент положения передачи;
Кс – коэффициент смазывания;
Кр – коэффициент режима работы.
KЭ = 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
uф = 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
lp = 2ap+0,5∙(z1 + z2) + ((z2 – z1)/2p)2/ap,
где ap = a/p = 40 – межосевое расстояние в шагах.
lp = 2∙40+0,5∙(25 + 53) + ((53 – 25)/2∙3,14)2/40 = 119,50.
Полученное значение lp округляем до целого четного числа: lp = 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 = ap
p = 40,25∙25,4 =1022 мм .
Монтажное межосевое расстояние
aм = 0,995∙а = 0,995∙1022 =1017 мм .
Определим длину цепи
l = lp
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
De1 = p(0,532 + ctg(180/z1)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/25)) =214,68 мм ,
De2 = p(0,532 + ctg(180/z2)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/53)) =441,74 мм .
Диаметры окружностей впадин
Di1 = dд1 – 2∙(0,5025∙d1 + 0,05),
где d1 – диаметр ролика шарнира цепи, мм.
Di1 = 202,76 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) =194,70 мм ,
Di2 = dд2 – 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/(60lp) = 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
Ft = P1∙103/v,
где P1 – мощность на ведущей звездочке, кВт.
Ft = 5,5∙103/0,95 = 5807 Н,
Проверим давление в шарнирах цепи
рц = FtKЭ/А £ [pц],
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;
pц = 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 = Kf
qag,
где Kf – коэффициент провисания;
q – масса1 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:
Fоп = kв Ft + 2F0 = 1,15∙5807 + 2∙156 = 6989 Н.
4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Быстроходный вал (вал-червяк):
d1 = (0,8…1,2)×dдв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,
где dдв – 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.
Полученное значение шага цепи округляем до большего стандартного: p =
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 KЭ определяем по формуле
KЭ = KДKрегKqKсKр,
где КД – коэффициент динамичности нагрузки;
Крег – коэффициент регулировки межосевого расстояния;
Кq – коэффициент положения передачи;
Кс – коэффициент смазывания;
Кр – коэффициент режима работы.
KЭ = 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
uф = 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 =
Определим число звеньев цепи
lp = 2ap+0,5∙(z1 + z2) + ((z2 – z1)/2p)2/ap,
где ap = a/p = 40 – межосевое расстояние в шагах.
lp = 2∙40+0,5∙(25 + 53) + ((53 – 25)/2∙3,14)2/40 = 119,50.
Полученное значение lp округляем до целого четного числа: lp = 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 = ap
p = 40,25∙25,4 =
Монтажное межосевое расстояние
aм = 0,995∙а = 0,995∙1022 =
Определим длину цепи
l = lp
p = 120∙25,4 =
Определим делительные диаметры звездочек
d
д1 = p/sin(180°/z1) = 25,4/sin(180°/25) =
d
д2 = p/sin(180°/z2) = 25,4/sin(180°/53) =
Определим диаметры окружностей выступов звездочек
De1 = p(0,532 + ctg(180/z1)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/25)) =
De2 = p(0,532 + ctg(180/z2)) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/53)) =
Диаметры окружностей впадин
Di1 = dд1 – 2∙(0,5025∙d1 + 0,05),
где d1 – диаметр ролика шарнира цепи, мм.
Di1 = 202,76 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) =
Di2 = dд2 – 2∙(0,5025∙d1 + 0,05) = 428,98 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) =
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/(60lp) = 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
Ft = P1∙103/v,
где P1 – мощность на ведущей звездочке, кВт.
Ft = 5,5∙103/0,95 = 5807 Н,
Проверим давление в шарнирах цепи
рц = FtKЭ/А £ [pц],
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;
pц = 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 = Kf
qag,
где Kf – коэффициент провисания;
q – масса
а – межосевое расстояние;
g – ускорение свободного падения, м/с2.
F0 = 6∙2,6∙1017∙9,81 = 156 Н.
Определим силу давления цепи на вал:
Fоп = kв Ft + 2F0 = 1,15∙5807 + 2∙156 = 6989 Н.
4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников
Быстроходный вал (вал-червяк):
d1 = (0,8…1,2)×dдв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,
где dдв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.
Из полученного интервала принимаем стандартное значение d1 =
l1 = (1,0…1,5)d1 = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,
принимаем l1 =
Размеры остальных ступеней:
d2 = d1 + 2t = 25 + 2×2,2 =
l2 » 1,5d2 = 1,5×30 =
d3 = d2 + 3,2r = 30 + 3,2×2 =
d4 = d2.
Тихоходный вал (вал колеса):
l1 = (0,8…1,5)d1 = (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l1 =
d2 = d1 + 2t = 35 + 2×2,5 =
l2 » 1,25d2 = 1,25×40 =
d3 = d2 + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 =
d4 = d2;
Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:
· для быстроходного вала: 7206A;
· для тихоходного: 7208A.
