Проектирование привода механизма поворота крана противопожарной системы

1. Введение

Механические устройства, применяемые для передачи энергии от источника к потребителю с изменением угловой скорости или вида движения, смонтированные в отдельном корпусе, называются редукторами. Необходимость введения передачи между двигателем и производственной машиной объясняется тем, что источники энергии (двигатели) обычно работают в режиме высоких угловых скоростей, обеспечивающих им наибольшие мощность, КПД и малые габариты; угловая скорость производственных машин обычно отличается от угловой скорости вала двигателя.

	2

Задание.

Задание 4 Вариант №6

Спроектировать привод механизма поворота крана противопожарной системы.

1. Электродвигатель.

2. Редуктор планетарный.

3. Муфта.

Т_ВЫХ=20 н∙м

t_n=0.15

φ=90º

t=14 ч

Т_вых – крутящий момент на выходном валу;

φ – угол поворота заслонки крана;

t_n – время поворота заслонки крана;

t – ресурс работы привода;

Режим нагружения особо легкий.

	3

2. Кинематический расчет

2.1. Выбор электродвигателя

Расчёт мощности электродвигателя.

Необходимая или потребная мощность приводного электродвигателя при номинальной нагрузке определяется формулой:

Р_ВХ – мощность на входном валу привода.

Р_ВЫХ – мощность на выходном валу привода.

 - КПД двигателя.

 - КПД  передач, составляющих привод.

Т_вых – крутящий момент на выходном валу.

ω_ВЫХ – угловая скорость выходного вала.

n_ВЫХ – частота вращения выходного вала.

Т – период вращения.

t_n – время поворота заслонки крана.

 - КПД планетарной передачи.

 - КПД муфты.

4

Выбираем мощность электродвигателя из стандартных значений.

Расчёт частоты электродвигателя.

Частоту электродвигателя определяют по формуле:

Передача имеет свой рациональный диапазон передаточных отношений. Поэтому целесообразно определить интервал, из которого можно назначить частоту вращения , наиболее полно удовлетворяющую кинематическим особенностям привода.

 - минимальная частота вращения вала двигателя.

 - максимальная частота вращения вала двигателя.

Диапазон передаточных отношений для схемы 3К: от 20 до 500.

Возьмём

Полученным значениям  и  удовлетворяет двигатель АИР 63А2/2730.

2.2. Подбор числа зубьев

Определение действительного общего передаточного отношения.

 - передаточное отношение от солнечного колеса “а” к корончатому колесу “е” при неподвижном колесе “b”.

5

Представим  в виде диапазона значений от  до  с отклонением от номинального значения ±5% (передача двухступенчатая).

Примем

 изменяется в диапазоне от 3 до 9.

Примем:

 - окружной модуль колеса в торцевом сечении.

Уточнение КПД планетарного механизма.

6

Рассчитанное КПД больше принятого. Передача удовлетворяет требованиям.

Определим коэффициент :

Определим максимальное число сателлитов:

Округляем до ближайшего общего меньшего целого значения, получим .

7

Подбор чисел зубьев производят по уравнениям:

1.

2.

 должно быть кратно 6, а  должно быть кратно 336.

Возьмём , тогда

Проверка:

1) Передаточное отношение редуктора:

8

2) Условие сносности.

3) Условие соседства.

4) Условие сборки

, ,  кратны .

2.3. Определение угловых скоростей звеньев.

Воспользуемся методом обращения движения (методом Виллиса).

9

 - передаточное отношение от солнечного колеса “а” к корончатому колесу “b” при неподвижном водиле “h”.

Знак “-” обозначает, что звенья “а” и “g” вращаются в разные стороны.

	10

3. Силовой расчет

 

3.1. Выбор материала и термообработки зубчатых колес редуктора

Принимая во внимание легкий режим работы передачи и ее малый ресурс, примем материалы: для сателлита – сталь 45, термообработка – улучшение  (280 – 380  НВ); для корончатых колес – сталь 45, термообработка – нормализация (180-220 НВ).

3.2. Выбор допускаемых контактных напряжений

Расчёт будем вести для тихоходной ступени “e-f”.

Допускаемое контактное напряжение определяют при проектировочном расчете по формуле:

 - предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений.

 - коэффициент безопасности, интегрально учитывающий приближенный характер метода расчета.

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы и режима нагружения передачи.

Сателлит f.

 - для колес с однородной структурой материал.

 - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости.

 - расчетное число циклов нагружения каждого зуба колеса.

11

При переменных режимах нагрузки расчет выполняют по эквивалентному числу циклов .

 - коэффициент эквивалентности по циклам.

 - режим нагрузки особо лёгкий.

 - относительная частота вращения рассчитываемого колеса.

 - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым.

 - ресурс работы передачи.

Так как структура материала однородная, принимаем .

Корончатое колесо “e”.

 - для колес с однородной структурой материал.

12

 - режим нагрузки особо лёгкий.

Передача прямозубая, принимаем меньшее значение.

3.3 Выбор допускаемых напряжений изгиба.

 - предел выносливости при “отнулевом” цикле нагружения.

 - коэффициент безопасности.

 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки.

 - коэффициент долговечности.

Сателлит

13

 - коэффициент учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых

 - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса.

=1 – для поковок и штамповок.

 - при одностороннем действии нагрузки.

 - базовое число циклов перемены напряжений.

 - эквивалентное число циклов.

 - для особо лёгкого режима нагрузки.

Корончатое колесо “е”

14

=1 – для поковок и штамповок.

 - при одностороннем действии нагрузки.

 - базовое число циклов перемены напряжений.

 - эквивалентное число циклов.

 - для особо лёгкого режима нагрузки.

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев того из колёс, для которого отношение  меньше.

 - коэффициент, учитывающий форму зуба.

Для колёс внешнего зацепления

 - эквивалентное число зубьев.

 - для прямозубых цилиндрических колёс.

15

Для колёс внутреннего зацепления

Дальнейший расчёт будем вести для сателлита “”

3.4 Определение вращающих моментов на основных звеньях передачи

Запишем уравнение статики и уравнение энергетического баланса для планетарной передачи.

Угловая скорость корончатого колеса “b” равна нулю. Поэтому уравнение энергетического баланса запишется в виде.

 - без учёта потерь на трение.

С учётом потерь

 - КПД при передаче момента от звена “a” к звену “e”.

16

3.5 Расчёт зубчатых колёс на контактную выносливость.

 - для прямозубых передач.

 - передаточное число рассчитываемой зубчатой пары при остановленном