Проектирование привода силовой установки (стр. 1 из 3)

Оглавление

Техническая характеристика привода конвейера

Предварительный кинематический расчет

Энергетический расчет

Выбор материалов для зубчатых колес и методов их упрочнения

Расчеты на прочность зубчатых колес

Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Предварительный расчет на прочность валов, подбор подшипников

Уточненный силовой расчет редуктора

Расчет реакций опор редуктора

Расчет внутренних силовых факторов валов

Проверка прочности шпоночных соединений

Выбор муфт

Список использованной литературы

Техническая характеристика привода конвейера

Привод конвейера включает двигатель поз.1, одноступенчатый редуктор поз.3, 4 и открытую зубчатую передачу поз.5,6. Вал двигателя и ведущий вал редуктора соединены упругой муфтой поз.2.

Известны: F- сила полезного сопротивления движению ленты конвейера (протяжка ленты осуществляется с помощью барабана поз.7); D- диаметр барабана; v- скорость протяжки ленты конвейера; Ксут - коэффициент загрузки оборудования в сутки по часам; φ - угол наклона линии центров открытой зубчатой передачи. Момент силы F может кратковременно отклоняться от своего номинального значения (Мном), увеличиваясь до Мпуск при пусках и до Мmax при перегрузках. Нагрузка на ленту конвейера близка к постоянной. Срок службы привода без ремонта редуктора 5 лет. Выбор материалов зубчатых колес ограничен следующим перечнем: стали 35, 45Х, 40ХНМА. Производство приводов крупносерийное.

F = 3,5 кН; v = 0,8 м/с; D = 250 мм; φ = 0°; Ксут = 0,2; Мпуск/ Мном = 1,5; Мmax / Мном = 1,6.

ТМКП.220101.001 ПЗ

Предварительный кинематический расчет

Цель этого расчета - определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя.

Найдем частоту вращения исполнительного элемента механизма:

n_III = 0,8 · 60/π · 0,25 = 61 об/мин.

Проектируемый механизм двухступенчатый. Ориентировочно назначим для быстроходной ступени передаточное отношение i_3.4 = 5 (будет замедлять движение в 5 раз).

Для тихоходной ступени назначим i_5.6 = 3 (замедляет движение в 3 раза). Следовательно, для всего механизма передаточное отношение:

i_max = i_3.4 · i_5.6 = 5 · 3 = 15, так как

i_мех = n_I / n_III, n_I = n_III · i_мех = 61· 15 = 915 об/мин - ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя.

Энергетический расчет

Выбор двигателя.

Расчет включает определение мощности движущих сил, которую должен развивать двигатель.

Мощность полезных сопротивлений на выходном валу механизма:

Р_III = F · v = 3,5 · 0,8 = 2,8 кВт.

Для определения мощности двигателя учтем потери энергии в механизме. Известно, что КПД устройства есть отношение полезной работы к затраченной. В данном случае применим работу в единицу времени - мощности.

η = Р_III / P_I, следовательно, Р_I = P_III / η_мех

η_мех = η_3,4 · η_5,6; η_3,4 = 0,97; η_5,6 = 0,95.

Р_I = P_III / (η_3,4 · η_5,6) = 2,8/ (0,97 · 0,95) = 3 кВт.

Выбираем двигатель с запасом мощности: 4А112МА6.

Р_ном = 3 кВт, n_дв = 955 об/мин, d_в = 32 мм.

Уточненный кинематический расчет.

При выбранном двигателе передаточное отношение механизма:

i_мех = n_дв / n_III = 15,5

Разобьем это передаточное отношение на две ступени. Для быстроходной ступени принимаем i_3,4 = 5 - это передаточное отношение можно реализовать при следующих числах зубьев: z₃ = 21, z₄ = 105.

Для тихоходной ступени принимаем:

i_5.6 = i_мех / i_3.4 = 15,5/5 = 3,1; z₅ = 30, z₆ = 93.

Фактическое передаточное отношение:

i^ф_мех = i_3.4 · i_5.6 = 5 · 3,1 = 15,5

n_I = n_дв = 955 об/мин;

n_II = n_I / i_3.4 = 955/5 = 191 об/мин;

n_III = n_II / i_5.6 = 61,6 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω_I = πn_I / 30 = 3,14 · 955/30 = 99,9 рад/с;

ω_II = πn_II / 30 = 20 рад/с;

ω_III = πn_III / 30 = 6,45 рад/с;

Предварительный силовой расчет.

Р_I = P_дв = 3 кВт;

Р_II = P_I · η_3,4 = 3 · 0,97 = 2,91 кВт;

Р_III = P_II · η_5.6 = 2,91 · 0,95 = 2,76 кВт;

М_I = Р_I / ω_I = 3/99,9 = 0,03 кН · м = 30 Н · м;

М_II = Р_II / ω_II = 2,91/20 = 0,14 кН · м = 140 Н · м;

М_III = Р_III / ω_III = 2,76/6,45 = 0,427 кН · м = 427 Н · м;

Выбор материалов для зубчатых колес и методов их упрочнения

Проектируемый редуктор относится к изделиям индивидуального производства, поэтому выбираем материал со средним значением прочностных характеристик - сталь 45Х.

Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку "улучшение" и учтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса.

Принимаем: для шестерни улучшение НВ 280,для колеса улучшение НВ 260.

Материал имеет следующие характеристики прочности:

предел прочности σ_В = 850 МПа, предел текучести σ_Т = 580 МПа.

Для обеспечения расчета на выносливость установим базовые числа циклов перемен напряжений для шестерни и колеса:

N_HO1 = 20 · 10⁶, N_HO2 = 17 · 10⁶.

При выбранных марке стали и термообработке толщина материала (s) не должна превышать 80 мм: s ≤ 80 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес.

Для определения соотношения рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестерни зададим значение коэффициента ширины зубчатого венца для цилиндрической передачи: φ_bd = 1.

Им соответствуют:

К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1 и К_НВ = 1,06; К_FB = 1,23.

Назначим ресурс проектируемого изделия, учитывая, что данный редуктор должен работать пять лет по 300 дней в году с коэффициентом загрузки в сутки К_сут = 0,5.

Получим ресурс изделия:

L_h = 5 · 300 · 24 · 0,2 = 7200 часов.

Расчеты на прочность зубчатых колес

Расчеты на прочность зубчатых колес быстроходной и тихоходной ступени проведем на ЭВМ.

На последующих листах приведем исходные данные и результаты расчетов, полученных на ЭВМ.

КОМПЬЮТЕРНАЯ РАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ БЫСТРОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ.

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка:

шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 955 об/мин.

Передаточное число 5.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов.

Угол наклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).

Число зубьев шестерни 21 (ориентировочное значение).

Крутящий момент на шестерне: 30 ньютон-метров.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние, определенное из условия

контактной выносливости: 109,22 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 1,28 мм.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 36,00 мм,

ширина зубчатого венца 36,00 мм.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

КОМПЬЮТЕРНАЯ РАСПЕЧАТКА ДАННЫХ ПРОЕКТИРОВОЧНОГО РАСЧЕТА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ТИХОХОДНОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

09.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка:

шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 191 об/мин.

Передаточное число 3.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов.

Угол наклона зуба 10 градусов (ориентировочное значение).

Число зубьев шестерни 30 (ориентировочное значение).

Крутящий момент на шестерне: 140 ньютон-метров.

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние, определенное из условия

контактной выносливости: 126,03 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 1,65 мм.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 62,32 мм,

ширина зубчатого венца 62,32 мм.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Бергевич.

Статус пользователя ЭВМ - Студент.

Структурное подразделение - Учебная группа ЭП-06СПО.

Дата

РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ

16.04.2008

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Материал зубчатых колес - Сталь 45Х.

Термообработка: шестерни - Улучшение НВ 280, колеса - Улучшение НВ 260.

Пределы текучести материала: шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа.

Пределы прочности материала: шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа.

Ресурс 7200 часов.

Частота вращения шестерни 955 об/мин.

Передаточное число 5.

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 80000000 циклов, колеса 15000000 циклов.

Угол наклона зуба 10,9424989068669 градусов.

Крутящий момент на шестерне: 30 ньютон-метров.

Коэффициенты нагрузки: К_НВ = 1,05; К_FB = 1,1.

Начальный диаметр шестерни: 36,6666666666667 мм. Модуль: 2 мм.

Рабочая ширина зубчатого колеса: 36 мм.

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8.

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТОВ

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа,