Кинематический расчет привода с подбором электродвигателя и определение параметров валов

Страницы работы

15 страниц (Word-файл)

Содержание работы

Техническое задание

Введение

1 Кинематический расчет привода

1.1 Определение потребной мощности электродвигателя и его подбор

1.2 Определение энергокинетических параметров на валах

2 Расчет передач

2.1 Расчет цилиндрических зубчатых передач

2.1.1 Выбор материала зубчатых колес, назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

2.1.2 Расчет быстроходной передачи

2.1.3 Расчет тихоходной передачи

3 Ориентировочный расчет валов

4 Компоновка редуктора. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора и крепежных деталей корпуса

5 Приближенный расчет вала

6 Проверочный расчет подшипников

7 Выбор посадок

8 Расчет шпоночных соединений

9 Уточненный расчет вала

10 Выбор смазки

11 Выбор муфты

Список использованных источников


          Кинематический расчет привода.

          Здесь: 1 – электродвигатель; 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая; 3 – редуктор; 4 – муфта компенсирующая; 5 – тяговая звездочка.

          Исходные данные:

          Окружная сила на звездочке Ft =5,5 кН;

          Скорость движения цепи vц=0,8 м/с;

          Диаметр звездочки DЗ=0,3 м.

          Кинематический расчет привода включает подбор электродвигателя и определение параметров на каждом валу: частоты вращения ni, угловой скорости ωi, мощности Рi, вращающего момента Тi.

          1.1 Определение потребной мощности электродвигателя и его подбор.

          Угловая скорость пятого вала  

и его частота вращения

 50,92

          При выборе асинхронного двигателя необходимо соблюсти 2 условия:

1)  Мощность электродвигателя Рэ/д должна быть не меньше потребляемой мощности на первом валу Р1:            Рэ/д≥Р1;

2)  асинхронная частота вращения  nэ/д  должна совпадать с частотой на первом валу  n1:                               nэ/д = n1;

,

          где Р5 – мощность на V валу;

ηП – общий КПД привода.

          На основании исходных данных:

.

          Общий КПД привода составляет произведение КПД отдельных участков: пар подшипников, муфт, зубчатых передач:

ηп = ηм2ηз.п.2ηп4

          где ηм = 0,98 – КПД муфты;

ηз.п. =0,97 – КПД зубчатой передачи;

ηп = 0,995 – КПД пары подшипников.

ηп = 0,982 ∙ 0,972 ∙ 0,9954 = 0,89

          Возможная частота вращения I вала

n1' = n5 ∙ uп',

          где uп' – возможное общее передаточное число привода.

nп' = uб.п.' ∙ uт.п.',

          где возможные передаточные числа быстроходной и тихоходной зубчатых передач выбираются по таблице 3.2, ([1], с. 52): для стали с твердостью менее НВ ≤ 350 для быстроходной ступени  uб.п.'≤8; а для тихоходной – uт.п.'≤6,3.

Принимаются   uб.п.' =7,1;  uт.п.'=4.

Тогда:

uп'=7,1∙4=28,4    и    n1'=50,92 ∙28,4=1446,13 об/мин

          Опираясь на полученные данные Р1 и  n1, подбираем асинхронный трехфазный короткозамкнутый двигатель серии А4:  4АМ112М4УЗ  nном=1445 об/мин, Рэ/д=5,5 кВт. По своим характеристикам он удовлетворяет требованиям, предъявляемым к приводу конвейера.

          1.2 Определение параметров на валах привода

          Общее передаточное число привода

Вал I:

          Р1=4,89 кВт;

n1=1445 мин -1;

Вал II:

          Р21∙ηм∙ ηп =4,89∙0,98∙0,995=4,82 кВт;

n2=n1=1445 мин -1;

Вал III:

          Р32∙ηз∙ ηп =4,82∙0,97∙0,995=4,65 кВт;

Вал IV:

          Р43∙ηз∙ ηп =4,65∙0,97∙0,995=4,49 кВт;

Вал V:

          Р54∙ηм∙ ηп =4,49∙0,98∙0,995=4,38 кВт;

;

Проверка: 

Погрешность < 4%, что допустимо.

Результаты сведены в таблицу 1.1

          Таблица 1.1 – Кинематические параметры валов

Валы

nмин -1

u

ω, рад/с

Р, кВт

η

Т, Н∙м

 

I

1445

151,24

4,89

32,66

1

0,975

II

1445

151,24

4,82

31,87

7,1

0,965

III

203,52

21,3

4,65

218,33

4

0,965

IV

50,88

5,33

4,49

842,4

1

0,975

V

50,88

5,33

4,38

821,76


2 Расчет передач

2.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.1.1 Выбор материала зубчатых колес, назначение упрочняющей обработки и определение допускаемых напряжений

Материал зубчатого колеса и шестерни, а также вид термической обработки задан по условию: для колеса – это Сталь 45, подвергаемая термоулучшению (закалка с высоким отпуском), а для шестерни – Сталь 40Х с той же термической обработкой. Механические свойства следующие:

– шестерня: твердость  269 НВMIN, предел текучести σТ =750 МПа;

– колесо: твердость  235 НВMIN, предел текучести σТ =540 МПа;

1) Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости:

,

где σHlimbHR – предел контактной выносливости зубьев при базе испытаний.

Для шестерни  σHlimb1= 2∙НВ+70=2∙269+70=608 МПа;

Для колеса       σHlimb2= 2∙НВ+70=2∙235+70=540 МПа;

ZN – коэффициент долговечности.

,

где mn – показатель степени кривой усталости. mn=6,0.

NHB – база испытаний, зависящая от твердости.

Для шестерни  NHB1= 2∙2693 =1,95∙107 МПа;

Для колеса       NHB1= 2∙2353 =1,3∙107 МПа;

NHЕ – эквивалентное число циклов нагружений.

,

Тj, Lhj – вращающий момент и ресурс на j-ом режиме нагружения;

с=1 – число зацеплений каждого зуба за один оборот зубчатого колеса;

ni – частота вращения зубчатого колеса;

Тmax=1,0 – максимальный из длительно действующих вращающих моментов.

          Суммарный ресурс:

Lh=L∙365∙КГОД∙24∙КСУТ=5∙365∙0,35∙24∙0,8=12264 часов.

          Так как NHE1>HHB1, то ZN1=1,0;

NHE2>HHB2, то ZN2=1,0;

          Допускаемый коэффициент безопасности  [SH]=1,1 для колеса и для шестерни.

Окончательно:

2)  Допускаемые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев:

Н]max=2,8∙σT

          для шестерни  [σН]max1=2,8∙750=2100 МПа;

          для колеса       [σН]max2=2,8∙540=1512 МПа;

3)  Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивление усталости:

,

где σFlimbi – предел выносливости зубьев при изгибе,  соответствующий базе испытаний.

Для шестерни  σflimb1= 1,8∙НВ=1,8∙269=484,2 МПа;

Для колеса       σFlimb2= 1,8∙НВ=1,8∙235=423 МПа.

YN – коэффициент долговечности.

,

где mn – показатель степени кривой усталости. mF=6,0.

NFB1=4∙106 – база испытаний.

NFЕ – эквивалентное число циклов нагружений.

,

          Так как NFE1>HFB1, то YN1=1,0;

NFE2>HFB2, то YN2=1,0;

          Допускаемый коэффициент безопасности  [SF]=1,75 для колеса и для шестерни.

Окончательно:

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
1 Mb
Скачали:
0