Кинематический расчет привода с подбором электродвигателя и определение параметров валов

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 F_t =5,5 кН;

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

          Диаметр звездочки D_З=0,3 м.

          Кинематический расчет привода включает подбор электродвигателя и определение параметров на каждом валу: частоты вращения n_i, угловой скорости ω_i, мощности Р_i, вращающего момента Т_i.

          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 Р_э/д должна быть не меньше потребляемой мощности на первом валу Р₁:            Р_э/д≥Р₁;

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

,

          где Р₅ – мощность на V валу;

η_П – общий КПД привода.

          На основании исходных данных:

.

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

η_п = η_м² ∙ η_з.п.² ∙ η_п⁴

          где η_м = 0,98 – КПД муфты;

η_з.п. =0,97 – КПД зубчатой передачи;

η_п = 0,995 – КПД пары подшипников.

η_п = 0,98² ∙ 0,97² ∙ 0,995⁴ = 0,89

          Возможная частота вращения I вала

n₁' = n₅ ∙ u_п',

          где u_п' – возможное общее передаточное число привода.

n_п' = u_б.п.' ∙ u_т.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  u_б.п.'≤8; а для тихоходной – u_т.п.'≤6,3.

Принимаются   u_б.п.' =7,1;  u_т.п.'=4.

Тогда:

u_п'=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  n_ном=1445 об/мин, Р_э/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:

          Р₂=Р₁∙η_м∙ η_п =4,89∙0,98∙0,995=4,82 кВт;

n₂=n₁=1445 мин ^-1;

Вал III:

          Р₃=Р₂∙η_з∙ η_п =4,82∙0,97∙0,995=4,65 кВт;

Вал IV:

          Р₄=Р₃∙η_з∙ η_п =4,65∙0,97∙0,995=4,49 кВт;

Вал V:

          Р₅=Р₄∙η_м∙ η_п =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 НВ_MIN, предел текучести σ_Т =750 МПа;

– колесо: твердость  235 НВ_MIN, предел текучести σ_Т =540 МПа;

1) Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости:

,

где σ_Hlimb=σ_HR – предел контактной выносливости зубьев при базе испытаний.

Для шестерни  σ_Hlimb1= 2∙НВ+70=2∙269+70=608 МПа;

Для колеса       σ_Hlimb2= 2∙НВ+70=2∙235+70=540 МПа;

Z_N – коэффициент долговечности.

,

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

N_HB – база испытаний, зависящая от твердости.

Для шестерни  N_HB1= 2∙269³ =1,95∙10⁷ МПа;

Для колеса       N_HB1= 2∙235³ =1,3∙10⁷ МПа;

N_HЕ – эквивалентное число циклов нагружений.

,

Т_j, L_hj – вращающий момент и ресурс на j-ом режиме нагружения;

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

n_i – частота вращения зубчатого колеса;

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

          Суммарный ресурс:

L_h=L∙365∙К_ГОД∙24∙К_СУТ=5∙365∙0,35∙24∙0,8=12264 часов.

          Так как N_HE1>H_HB1, то Z_N1=1,0;

N_HE2>H_HB2, то Z_N2=1,0;

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

Окончательно:

2)  Допускаемые контактные напряжения для проверки статической прочности зубьев:

[σ_Н]_max=2,8∙σ_T

          для шестерни  [σ_Н]_max1=2,8∙750=2100 МПа;

          для колеса       [σ_Н]_max2=2,8∙540=1512 МПа;

3)  Допускаемые напряжения изгиба при расчете на сопротивление усталости:

,

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

Для шестерни  σ_flimb1= 1,8∙НВ=1,8∙269=484,2 МПа;

Для колеса       σ_Flimb2= 1,8∙НВ=1,8∙235=423 МПа.

Y_N – коэффициент долговечности.

,

где m_n – показатель степени кривой усталости. m_F=6,0.

N_FB1=4∙10⁶ – база испытаний.

N_FЕ – эквивалентное число циклов нагружений.

,

          Так как N_FE1>H_FB1, то Y_N1=1,0;

N_FE2>H_FB2, то Y_N2=1,0;

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

Окончательно: