Выбор двигателя и кинематический расчет привода.

Введение.

 

Целью данного курсового проекта является проектирование привода к вертикальному валу.

Разрабатываемый привод предполагается эксплуатировать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом производственном помещении, служебным подводом силовой электроэнергии.

Привод включает в себя электродвигатель переменного тока типа АИР, передачу гибкой связью (в данном случае клиновым ремнем), редуктор (конический одноступенчатый). Электродвигатель и редуктор необходимо установить на плиту, которая также конструируется в ходе выполнения курсового проекта.

Курсовой проект включает в себя пояснительную записку, чертежи (общий вид привода, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи) и спецификации к сборочному чертежу и чертежу общего вида привода.

 

Силовой расчет привода.

 

Определяем вращения на входном валу редуктора по формуле:

(2.1)

где  - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1;

 - передаточное число ременной передачи. В нашем случае имеем: n=920 мин^-1; . Тогда расчетное значение частоты вращения на входном валу составит

 мин^-1

Определяем частоту вращения на выходном валу редуктора по формуле:

(2.2)

где  - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1;

 - передаточное число ременной передачи;

 - стандартное передаточное число конического редуктора. В нашем случае имеем: n=920 мин^-1; ; . Тогда расчетное значение частоты вращения на выходном валу составит

 мин^-1,

что практически совпадает с заданной.

Определяем крутящий момент на валу двигателя по формуле:

(2.3)

где  - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

 - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1. В нашем случае имеем:  кВт; n=920  мин^-1. Тогда расчетное значение крутящего момента на валу двигателя составит

Определяем крутящий момент на входном валу по формуле:

(2.4)

где  - крутящий момент на валу двигателя, Н·м;

  - передаточное число ременной передачи;

 - КПД ременной передачи. В нашем случае имеем:  Н·м; ; . Тогда расчетное значение крутящего момента на входном валу составит

 Н·м

 

Определяем крутящий момент на выходном валу по формуле:

(2.5)

где  - крутящий момент на входном валу, Н·м;

 - стандартное передаточное число конического редуктора;

 - КПД конического редуктора. В нашем случае имеем:  Н·м; ; . Тогда расчетное значение крутящего момента на выходном валу составит

 Н·м

Определяем крутящий момент на приводном валу по формуле:

(2.6)

где  - крутящий момент на выходном валу, Н·м;

 - КПД муфты. В нашем случае имеем:  Н·м; . Тогда расчетное значение крутящего момента на приводном валу составит

 Н·м

Для колеса:

 (8.8)

где  - базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, соответствующий базовому числу циклов изменения контактных напряжений;

Z_N2 – коэффициент долговечности;

S_H2min – минимальный коэффициент запаса контактной выносливости зубьев.

s_Hlimb2 назначают по [32, табл. 12]  в зависимости от материала, термообработки и средней твердости поверхности зубьев по следующей зависимости:

, (8.9)

где  - твердость рабочих поверхностей шестерни. Тогда расчетное значение предела контактной выносливости зубьев s_Hlimb1  составит

МПа

Согласно [32, табл. 11],  Z_N2 определяют из условия:

 (8.10)

где  – базовое число циклов изменения контактных напряжений, соответствующее базовому пределу контактной выносливости зубьев s_{H lim b};

 – эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений. В нашем случае  циклов;  циклов. Тогда расчетное значение коэффициента долговечности Z_N2 составит

 

Базовое число циклов изменения контактных напряжений, согласно [32, табл. 11], определяют по следующей зависимости:  

циклов, (8.11)

где _HB – средняя твердость (по Бринелю или Роквеллу) рабочих поверхностей зубьев. В нашем случае  МПа. Тогда расчетное значение базового числа циклов изменения контактных напряжений составит

 циклов

Эквивалентное число циклов изменения контактных напряжений при ступенчатой циклограмме внешних нагрузок вычисляют по зависимости

(8.12)

где с – число нагружений зуба рассматриваемого колеса передачи за один его оборот, равное числу колес, находящихся в зацеплении с этим колесом;

n₂ – частота вращения рассматриваемого колеса передачи при номинальном нагружении, мин ^-1;

t_p – расчетный срок службы зубчатых колес, ч;

k – число блоков (режимов) внешнего нагружения передачи (задание);

Т_i – крутящий момент в i -м блоке циклограммы нагружения (задание);

Т_ном – номинальный крутящий момент;

n_i – частота вращения рассматриваемого колеса передачи при действии Т_i ;

t_i – суммарное время действия Т_i за весь расчетный срок службы колес t_p (задание). В нашем случае имеем: с=1; n₂=188 мин ^-1; t_p=10000 ч.

Тогда расчетное значение эквивалентного числа циклов изменения контактных напряжений при ступенчатой циклограмме внешних нагрузок составит

При отсутствии необходимых фактических статистических данных, согласно [32, табл. 11], можно принимать следующие минимальные коэффициенты запаса S_{H min1} контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев:

 S_{H min2} = 1,1 – для зубьев с однородной структурой материала ;           

В нашем случае  МПа; Z_N2=0,91; S_H2min=1,1. Тогда расчетное значение ориентировочных допускаемых поверхностных контактных напряжений [s_H¢] составят

 , МПа

 

Для прирабатывающихся колес с круговыми зубьями имеем

 (8.15)

где  МПа минимальный из расчетных ориентировочных допускаемых контактных напряжений;

 - ориентировочное допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни МПа, (стр.18);

 - ориентировочное допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса МПа, (стр.20). В нашем случае имеем:  МПа;  МПа;  МПа. Тогда расчетное значение ориентировочных допускаемых напряжений составит

Поэтому принимаем  МПа.

 

8.2 Проектировочный расчет конических колес по контактной выносливости рабочих поверхностей их зубьев.

 

Проектировочный расчёт по условию контактной выносливости зубьев проводится для закрытых прирабатывающихся передач, т.к. именно в таких передачах основным видом повреждений зубьев является усталостное контактное выкрашивание их рабочих поверхностей. В результате этого расчёта определяется максимальный диаметр делительного конуса колеса d_e2, мм:

 (8.16)

где K_d – вспомогательный коэффициент;

T_{2 ном.} – номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, ;

K^l_Hb – ориентировочное значение коэффициента концентрации нагрузки по длине зуба, [4, рис. 4.8], в зависимости от параметра K_beU/(2-K_be), расположения шестерни относительно её опор, вида подшипников в опорах и сочетания твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса;

U – необходимое передаточное число рассчитываемой ступени;

q_H – коэффициент контактной прочности зубьев;

K_be – коэффициент длины зуба;

[s_H’]_p - ориентировочное значение расчётных допускаемых контактных напряжений, МПа.

Для колёс с прямыми зубьями K_d =1047 МПа^1/3.

Номинальный крутящий момент на колесе рассчитываемой передачи, , который равен T_2ном=57 , (стр.11);

В зависимости от параметра K_beU/(2-K_be), расположения шестерни относительно её опор, вида подшипников в опорах и сочетания твёрдостей рабочих поверхностей зубьев шестерни и колеса. В нашем случае K^l_Hb=1,2;

В нашем случае U=2.8, (стр.8);

Для конических прямозубых передач q_H = 0,85

Рекомендуется принимать .

[s_H’]_p=370 МПа.

Тогда расчетное значение максимального диаметра делительного диаметра колеса составит

 

 мм

По [23] находим ближайшее значение делительного диаметра, который составит  мм, и ширина колеса  мм. По условию   определяем ширину шестерни, которая будет равна  мм.

 

Назначаем числа зубьев шестерни и колеса. Принимаем Z₁=45 зубьев. А количество зубьев колеса Z₂ из известного условия:

 (18.18)

где U – передаточное число конической передачи;

Z₁ – число зубьев шестерни. В нашем случае имеем: U=2,8; Z₁=41. Тогда расчетное значение количества зубьев колеса составит

Принимаем число зубьев колеса принимаем равным Z₂=125.

Определяем фактическое передаточное число по условию

 (18.19)

где Z₂ – число зубьев колеса;

Z₁ – число зубьев шестерни. В нашем случае имеем: Z₂=45; Z₁=125. Тогда расчетное значение фактического передаточного числа составит

Определим отклонение фактического передаточного отклонения от стандартного по условию

 (18.20)

где U – передаточное число конической передачи;

 - фактическое передаточное число передачи. В нашем случае имеем: U=2.8; . Тогда расчетное значение отклонения передаточного числа составит

Что вполне допускается.

 

Определяем максимальный торцовый модуль передачи по формуле

 (18.21)

где  - делительный диаметр колеса, мм, (стр.22);

 - число зубьев колеса, (стр.22). В нашем случае имеем:  мм; . Тогда расчетное значение максимального торцового модуля составит

 мм

Значение согласовываем с ГОСТ 9563-80. Берем     

Определяем фактическое значение максимального делительного диаметра колеса  по следующей формуле

(18.24)

где   - максимальный торцовый модуль, мм, (стр.23);

 - число зубьев колеса, (стр.22). В нашем случае имеем:  мм; . Тогда расчетное значение максимального делительного диаметра колеса составит

 мм

По [23] принимаем максимальный делительный диаметр  мм.

Определяем фактическое значение максимального делительного диаметра шестерни  по следующей формуле

(18.25)

где   - максимальный торцовый модуль, мм, (стр.23);

 - число зубьев колеса, (стр.22). В нашем случае имеем:  мм, (стр.22); . Тогда расчетное значение максимального делительного диаметра шестерни составит

 мм

По [23] принимаем максимальный делительный диаметр шестерни  мм.

 

Определим внешнее конусное расстояние передачи по формуле

, мм (18.26)

где   - максимальный торцовый модуль, мм, (стр.22);

 - число зубьев шестерни, (стр.22);

 - число зубьев колеса, (стр.22). В нашем случае имеем:  мм; ; . Тогда расчетное значение внешнего конусного расстояния составит

мм

Определим среднее конусное расстояние передачи по формуле

, мм (18.27)

где  - внешнее конусное расстояние передачи, мм;

  - ширина шестерни, мм, (стр.22). В нашем случае имеем: мм;  мм. Тогда расчетное значение среднего конусного расстояния составит

 мм

Определим средний торцовый модуль передачи по формуле

, мм (18.28)

где   - максимальный торцовый модуль, мм, (стр.22);

  - среднее конусное расстояние передачи, мм, (стр.24);

 - внешнее конусное расстояние передачи, мм, (стр.24). В нашем случае имеем:  мм;  мм;   мм. Тогда расчетное значение среднего торцового модуля составит

, мм

Определим средние диаметры делительных конусов шестерни и колеса по формуле

Для шестерни:

, мм 18.(29)

где  - средний торцовый модуль шестерни, мм, (стр.24);

 - число зубьев шестерни, (стр.22). В нашем случае имеем:  мм; . Тогда расчетное значение среднего диаметра делительного конуса шестерни составит

, мм

 

Для колеса:

 

, мм (18.30)

где  - средний торцовый модуль шестерни, мм, (стр.24);

 - число зубьев шестерни, (стр.22). В нашем случае имеем:  мм; . Тогда расчетное значение среднего диаметра делительного конуса колеса составит

, мм

Определяем окружную скорость на средних диаметрах делительных конусов для шестерни и колеса по формуле

, м/с (18.31)

Для шестерни:

, м/с

где  - средний диаметр конуса шестерни, мм;

 - частота вращения 1 вала, мин^-1. В нашем случае имеем  мм;  мин^-1. Тогда расчетное значение окружной скорости среднего диаметра делительного конуса составит

, м/с

где  - средний диаметр конуса шестерни, мм, (стр.24);

 - частота вращения 1 вала, мин^-1, (стр.10). В нашем случае имеем  мм;  мин^-1. Тогда расчетное значение окружной скорости среднего диаметра делительного конуса колеса составит

, м/с

Расчет ременной передачи.

 

16.1 Определяем исходные данные.

Клиноременные передачи рассчитывают в соответствии с требованиями [13] (для ремней нормального сечения).

Определяем следующие необходимые исходные данные:

Номинальный вращающий (движущий) момент на малом шкиве передачи Т_1ном, равен моменту на валу двигателя: Т_1ном=Т_эд=11 Н·м. (стр,10)

Необходимое значение передаточного числа U_р.п.=2,05 (стр. 9])

Срок службы привода, в состав которого входит рассчитываемая ременная передача, t_p=10000 ч.

Определяем частоту вращения малого шкива передачи при её номинальном нагружении по следующей формуле:

, мин^-1 (16.1)

где  - необходимое передаточное число;

 - частота вращения выходного вала редуктора, мин¹.

В нашем случае: . (стр. 9]).

Для тихоходного вала имеем: мин^-1. (По заданию).

Тогда расчетное значение частоты вращения малого шкива составит:

, мин^-1

Определяем номинальное значение передаваемой мощности, (мощности на малом шкиве передачи) по следующей формуле:

, кВт (16.2)

где Т_1ном - Номинальный вращающий (движущий) момент на малом шкиве передачи, Н·м;

 - частота вращения малого шкива передачи, мин^-1;

 - КПД ременной передачи.

В нашем случае имеем: Т_1ном=11 Н·м. (стр. 10)

мин^-1.

Для ременной передачи имеем: . (стр. 8)

Тогда расчетное значение номинальной мощности на малом шкиве составит:

, кВт

 

16.2 Выбор размера сечения назначенного ранее типа

ремня и наименьшее значение диаметра малого шкива

передачи.

 

В нашем время получили большое применение кордошнуровые ремни [11]. В соответствии с этим стандартом выбираем тип ремня А (А) нормального сечения по [11].

мм; Т=8 мм; у_о=2,8 мм; А=81 мм²; L=560…4500 мм; d_рmin=75 мм; Т₁=11…70 Н·м. По ГОСТ 1284.2-82 выбираем IV класс – N_o=3·10⁶.

Наименьшее значение диаметра малого шкива передачи .

Назначаем диаметр малого шкива ,мм. При проектировании передач со стесненными габаритами принимают  , по [30].

Значение расчетного диаметра большого шкива передачи находится по формуле:   

мм (16.3)

где  - необходимое передаточное число передачи;

 - диаметр малого шкива, мм;

 - коэффициент скольжения ремня по шкиву. В нашем случае имеем: . (стр.8).

мм. (стр.64).

Для кордошнуровых - принимают x = 0,01. [7, с. 287].

Тогда расчетное значение диаметра больного шкива передачи составит:

мм

Исходя из этого принимаем мм. (значение согласовано со стандартизованным [30] рядом диаметров).

 

 

16.3 Расчет фактического значения передаточного числа
и скорости движения ремня.

 

Фактическое значение передаточного числа передачи находится по следующей формуле:

(16.4)

где  - диаметр большого шкива, мм;

 - диаметр малого шкива, мм;

 - коэффициент скольжения ремня по шкиву. В нашем случае имеем:  мм. (стр.64).

 мм (стр.64).

Для кордошнуровых - принимают x = 0,01. [7, с. 287].

Тогда расчетное значение фактического передаточного числа передачи составит:

Определяем скорость движения ремня по формуле:

 м/с(16.5)

где  - диаметр малого шкива, мм;

 - частота вращения малого шкива передачи, мин^-1. В нашем случае имеем: мм. (стр.64).

мин^-1.

Тогда расчетное значение скорости движения ремня составит:

 м/с

 

16.4 Определение межосевого расстояния передачи.

 

Для свободного размещения двигателя и редуктора, конструктивно назначаем предварительное значение а₀ межосевого расстояния передачи, .

Определяем необходимую расчетную длину ремня:

(16.5)

где а₀ – предварительное значение межосевого расстояния передачи, мм;

 - диаметр большого шкива, мм;

 - диаметр малого шкива, мм. В нашем случае имеем: а₀=325 мм.

 мм. (стр.64).

 мм (стр.64). Тогда расчетное значение необходимой длины ремня составит:

Согласовав полученное значение с рядом стандартных длин ремней, получили, что . Это значение входит в промежуток длин ремней выбранного типоразмера ремня.

Проверяем принятое значение расчетной длины ремня по условию:

(16.6)

где V - скорость движения ремня, м/с;

L _p - принятое  значение расчетной длины ремня, м;

[u] - допускаемое значение пробегов ремня, с^-1.  В нашем случае имеем: V=2,8 м/с. (стр.25).

. (стр.65).

Для клиновых ремней, согласно данным [4, c. 153], принимают [u]=(20…30) с^-1. Тогда по условию составит:

 - условие выполняется.

Уточняем необходимое значение межосевого расстояния передачи, принимая это уточненное значение за номинальное межосевое расстояние передачи, по формуле:

, мм (16.7)

где L _p - принятое  значение расчетной длины ремня, м;

 

В нашем случае имеем:     L _p=1120мм. [стр.65].

[13, ф.10].

[3, ф.10]. Тогда расчетное значение номинального межосевого расстоянии передачи составит:

, мм

 

16.5 Определение значения угла охвата ремнем малого шкива передачи.

 

Найдем угол охвата по формуле 5 [13]:

 (16.8)

где  - диаметр большого шкива, мм;

 - диаметр малого шкива, мм;

 - номинальное межосевое расстояние передачи, мм. В нашем случае имеем:  мм. [стр.64].

 мм [стр.64].

мм. Тогда угол охвата составит:

º

Условие  выполняется.

 

 

16.6 Определение необходимого числа ремней в одном комплекте.

 

Необходимое в передаче число параллельно работающих клиновых ремней К вычисляют по формуле 15 [13]:

(16.9)

где Р_ном- номинальное значение передаваемой мощности, кВт;

С_р - коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки и режима (сменности) работы передачи;

Р₀ - номинальная мощность, которую может передать один ремень без его буксования на шкивах при работе передачи в стандартных условиях её испытаний, кВт;

С_a - коэффициент угла охвата ремнем малого шкива передачи, определяемый для узких ремней по нижеприведенной формуле;

С_L - коэффициент, учитывающий отличие расчетной длины ремня L_p от его базовой длины L₀;

С_К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи;

В нашем случае имеем: Р_ном=0,7 кВт. [стр.62].

При режиме работы средний, а работа ремней двухсменная имеем: С_р=1,2. [13, табл. 1].

Для клиновых ремней с нормальными поперечным сечениям имеем: Р₀=0,98 кВт. [13, табл.7].

Для ремней с нормальными сечениями имеем: С_a=0,96. [13, табл.18].

Для ремней с нормальным сечениям имеем: С_L=0,89. [13, табл.19].

Для ремней с нормальным сечениям имеем: С_К=0,78. [13, табл.20]. Тогда расчетное значение необходимого в передаче числа параллельно работающих клиновых ремней К составит:

 Принимаем К=4.

 

 

16.7 Расчет усилия, действующего на вал.

 

Усилие действующее на валы от ременной передачи рассчитывается по следующей зависимости:

 (16.10)

где F₀ - необходимое (для работы без пробуксовки на шкивах) первоначальное натяжение одного ремня, Н;

К - необходимоу в передаче число параллельно работающих клиновых ремней;

a₁ - угол охвата ремнем малого шкива, град.

В нашем случае имеем:

Первоначальное усилие натяжения одного клинового ремня F₀, Н, определяют по следующей зависимости:

 (16.11)

где F_t - тяговое (окружное) усилие передачи при её номинальном нагружении;

С_р - коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки и режима (сменности) работы передачи;

q - линейная плотность выбранного ремня, кг/м;

е = 2,718 - основание натуральных логарифмов;

b₁ - угол скольжения ремня на малом шкиве передачи, град;

f^I - приведенный коэффициент трения ремня на боковых поверхностях канавок шкива;

К - необходимоу в передаче число параллельно работающих клиновых ремней;

С_a - коэффициент угла охвата ремнем малого шкива передачи, определяемый для узких ремней по нижеприведенной формуле;

С_К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи;

V - скорость движения ремня, м/с.

В нашем случае имеем:

.

При режиме работы средний, а работа ремней двухсменная имеем: С_р=1,2. [13, табл. 1].

Для кордошнуровых ремней имеем: q=0,06 кг/м. [7, стр.293].

Угол скольжения b₁ определяется по формуле:

 (16.12)

где a₁ - угол охвата ремнем малого шкива, град.  В нашем случае имеем: a₁=163. Тогда расчетное значение угла скольжения составит:

 

Коэффициент трения ремня находится по следующей формуле:

 (16.13)

где  f - коэффициент трения ремня о шкив;

a - угол профиля канавок шкива, град. В нашем случае имеем:

.

Для клиноременных передач имеем: a=34º. Тогда расчетное значение коэффициента трения ремня составит:

имеем: V=3,7 м/с. [стр.65]. Тогда расчетное значение первоначального усилия натяжения одного клинового ремня F₀ составит:

Число ремней имеем: К=4. [стр.66].

Имеем: a₁=163º. [стр.68]. Тогда расчетное значение усилий действующее на валы от ременной передачи составит:

 

 

 

16.8 Определение прогнозируемой долговечности ремней.

 

Прогнозируемую долговечность их ремней t_h находим по следующей зависимости:

(16.14)

где s_{lim в} - базовый предел выносливости ремня, МПа;

m - показатель степени кривой выносливости ремней;

N₀ - базовое число циклов изменения напряжений, возникающих в опасных точках ремня, циклов;

Y_h - коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода t_p) длительности эксплуатации передачи;

m - коэффициент, учитывающий влияние на долговечность ремня передаточного числа U;

u - число пробегов ремня, с^-1;

Z _шк - число шкивов передачи;

s_max - нормальные напряжения, возникающие в опасных точках ремня при номинальном нагружении передачи, МПа.

В нашем случае имеем:

Для кордошнуровых ремней принимают s_{lim в} =10 МПа.

Для нормальных клиновых ремней принимают m=10.

Так как ремень IV класса, то имеем: N₀=3·10⁶ циклов.

Коэффициент, учитывающий нестационарность внешней нагрузки и ограниченность (заданным сроком службы привода t_p) длительности эксплуатации передачи, рассчитывается по следующей зависимости:

, (16.15)

где n - число блоков (режимов) нагружения передачи;

T_i, t_i - параметры (вращающий момент и суммарное время его действия за весь расчетный срок службы передачи) i-го блока нагружения передачи. Тогда расчетное значение коэффициента учитывающего нестационарность внешней нагрузки составит:

В соответствии с рекомендациями ISO, по следующей формуле:

 (16.16)

Число пробегов ремня составляет: u=3,3 с^-1.

Число шкивов в передаче: Z _шк=2.

Нормальные напряжения s_max , МПа, возникающие в опасных точках ремня (на наружной поверхности участка ремня, располагающегося на дуге покоя малого шкива передачи) при номинальном нагружении передачи, вычисляют по следующей зависимости:

(16.17)

где s_Ft - напряжение, возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи, МПа;

е = 2,718 - основание натуральных логарифмов;

b₁ - угол скольжения ремня на малом шкиве передачи, град;

f^I - приведенный коэффициент трения ремня на боковых поверхностях канавок шкива;

E_u - модуль упругости материала ремня при его изгибе, МПа;

y₀ - расстояние от нейтрального слоя ремня до его наружной поверхности, мм;

 - диаметр малого шкива, мм;

r - плотность материала ремня, кг/м³;

V - скорость движения ремня, м/с.

В нашем случае имеем:

Напряжения s _Ft, МПа, возникающие в поперечном сечении ремня от тягового усилия передачи F_t, определяют по следующей зависимости:

(16.18)

где F_t - тяговое усилие передачи при её номинальном нагружении, Н;

С_р - коэффициент динамичности приложения внешней нагрузки и режима (сменности) работы передачи;

А - площадь поперечного сечения выбранного ремня, мм²;

С_К - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между параллельно работающими ремнями передачи;

К – принятое число ремней.

В нашем случае имеем:

. [стр.].

При режиме работы средний, а работа ремней двухсменная имеем: С_р=1,2. [13, табл. 1].

А=81 мм². [стр.63].

Для ремней с нормальным сечениям имеем: С_К=0,78. [13, табл.20].

К=4. [стр.66]. Тогда расчетное значение напряжения возникающее в поперечном сечении ремня от тягового усилия составит:

 [стр.].

. [стр.].

Для прорезиненных ремней согласно данным [4, c.159] имеем Е _u = (80…100) МПа, принимаем Е _u=90 МПа.

для нормальных ремней по ГОСТ 1284.1 - 89 имеем: y₀=2,8.

мм. [стр.64].

Для клиновых ремней r=(1250…1400) кг/м³. Принимаем r=1250 кг/м³. [4,  c.159].

V=3,73 м/с. Тогда расчетное значение нормального напряжения s_max составит:

Тогда расчетное значение прогнозируемой долговечности ремней t_h составит:

Так как прогнозируемая долговечность ремня t_h >t_p=10000 ч., то замену ремней в процессе эксплуатации передачи не предусматривают.

16.9 Выбор вида натяжного устройства.

 

Для создания между ремнем и шкивами необходимых значений сил трения, благодаря которым и передается вращательное движение во фрикционных передачах, необходимо не только предварительно (при монтаже передачи) натянуть ремень с требуемым усилием F_о, но и сохранить это натяжение в процессе эксплуатации передачи.

В ременных передачах со шкивом, расположенным на валу электродвигателя, наибольшее применение получили натяжные устройства, которые предусматривают периодическое (при помощи передачи “Винт-гайка”) перемещение (осуществляемое при профилактических работах, проводимых в процессе эксплуатации передачи) этого шкива вместе с электродвигателем, устанавливаемым в этом случае на салазках или поворотной плите.

В данном случае натяг ремня будет осуществляться за счет салазок.

 

16.10 Определение стрелы провисания верхней ветви ремня.

 

Необходимое значение стрелы провисания ветви ремня f, мм, под контрольным грузом, имеющим вес F_g, находят по следующей зависимости, полученной из разложения сил:

где F_g  - вес контрольного грузика, Н;

а_мон - необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи, мм;

b - угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня, град;

F₀ - необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня, Н.

В нашем случае имеем:

F_g =(10…15)Н.

Необходимое значение монтажного межосевого расстояния передачи определяют исходя из нижеследующих соображений:

мм (16.19)

где  - номинально межосевое расстояние передачи, мм;

 - коэффициент запаса натяжения, учитывающий вытягивание ремня;

F₀ - необходимое значение усилия первоначального натяжения ветви ремня, Н;

Е - модуль продольной упругости материала ремня, МПа;

А - площадь поперечного сечения ремня, мм².

В нашем случае имеем:

мм. [стр.68].

 больший - для новых ремней и меньший - для ремней, уже подвергшихся вытягиванию в процессе их эксплуатации: .

F₀=61 Н. [стр.68].

Lля кордошнуровых Е = 500 МПа;

А=81 мм². [стр.68]. Тогда расчетное значение монатжного межосевого расстояния составит:

мм

b - угол наклона к горизонтали верхней ветви ремня. Он вычисляется по очевидной зависимости: 

(16.20)

где  - угол наклона к горизонтали линии центров передачи, град;

à - угол наклона ветви ремня к линии центров передачи, град.

В нашем случае имеем:

º.

à - угол наклона ветви ремня к линии центров передачи. Его определяют из тригонометрических соотношений:

Тогда расчетное значение стрелы провисания ветви составит:

мм

Округлим значение стрелы провисания ветви ремня до ближайшего меньшего целого числа: мм.

Измеренное значение стрелы провисания f _изм должно отличаться от ее необходимого значения f не более чем на ±1,0 мм.

 

16.11 Назначение материала и выбор конструкции шкивов

 передачи.

 

Шкивы ременных передач представляют собой цилиндрические колеса, состоящие из обода, охватываемого ремнем, ступицы, необходимой для посадки шкива на вал, и соединяющих их элементов - диска или спиц.

Конструкции шкивов клиноременных передач всех видов, их основные расчетные, посадочные и габаритные размеры регламентируются [37] и [30].

Шкивы с исходным диаметром d_d = 63…100 мм в соответствии с [30] выполняют монолитными, точеными, с выступающей односторонней ступицей или без нее. Назначаем данную конструкцию для малого шкива, т. к. .анную конструкцию для малого шей в процессе эксплуатации привода, но чтобы этого не делать примим

Шкивы с диаметром d_d = 100…400 мм в соответствии с [30] изготавливают со сплошным диском или имеющим 4 - 6 отверстий, предназначенных для удобства демонтажа и снижения веса шкивов. Назначаем данную конструкцию для малого шкива, т. к. .

При окружных скоростях V<5 м/с применяется чугун СЧ15.

В условиях любой разновидности серийных производств шкивы выполняют литыми.

 

16.12 Определение исполнительных размеров шкивов.

 

Размеры профиля канавок:

Угол профиля канавок в шкивах a для клиновых ремней назначают в соответствии с [37табл. 4]:

· Для малого шкива:

· Для большого шкива: .

Размеры канавок в шкивах для клиновых ремней регламентируют [37].

Для малого шкива: .

Для большого шкива: .

Посадочные диаметры шкивов: ,

Размеры основных конструктивных элементов шкивов:

Глубина канавок в шкивах: .

Ширина шкива для передач:

  Согласно ряду .

Толщина обода чугунных шкивов: .

Наружный диаметр обода шкивов: ;

.

Принимаем

Внутренний диаметр обода шкивов:

;

.

Согласно ряду , .

Толщина диска: .

  Толщина диска должна превышать 8 мм.

Диаметры ступиц шкивов:

малого .

большого

Согласно ряду , .

Длины ступиц:

.

Принимаем

Радиус сопряжений: ; .

 

 17. Подбор муфты для соединения вала редуктора с приводным валом.

 

Муфта, соединяющая приводной вал с редуктором, называется приводной. В качестве приводных используем компенсирующие жесткие муфты. Так как муфта будет компенсирующая жесткая, то выбирать будем из:

МКД - муфта кулачково-дисковая [28];

МЦ – муфта цепная [29];

МЗ – муфта зубчатая [36].

Определим расчетный момент на муфте по формуле:

, Н·м (17.1)

где К_р – коэффициент режима работы муфты;

Т_Мном – момент передаваемый муфтой, при номинальном режиме нагружения привода, Н·м.

В нашем случае имеем:

К_р=1,5. [Чернин табл.17.1].

Т_Мном=Т₂=57 Н·м. [стр.]. Тогда расчетное значение момента на муфте составит:

Ориентировочно оцениваем диаметр вала в месте установки муфты по следующей зависимости:

 , мм (17.2)

где  - расчетный момент на муфте, Н·м;

 - допускаемое напряжения кручения, МПа.

В нашем случае имеем:

. [стр.].

Для компенсации влияния изгиба вала назначают заниженные значения допускаемых напряжений кручения. . Тогда расчетный диаметр вала в месте установки муфты составит:

Рассматриваем исполнения муфт с короткими валами.

В соответствии с [28] для МКД

Усилие, с которым муфта будет воздействовать на валы, находим по формуле:

Здесь  – коэффициент, учитывающий тип муфты.

В соответствии с Р50-83-88 для МКД .

 – окружное усилие на муфте. .

Для МКД: .

.

.

 

МЦ:

В соответствии с ГОСТ 20742-81 для МЦ

Усилие, с которым муфта будет воздействовать на валы, находим по формуле:

Здесь  – коэффициент, учитывающий тип муфты.

В соответствии с Р50-83-88 для МЦ .

 – окружное усилие на муфте.

.

 Н

.

 

МЗ:

В соответствии с [29] для МЗ 

 – окружное усилие на муфте.

.

 Н

Для МЗ: .

Здесь m=2.5 z=20

.

 

Принимаем муфту МЗ по [29], т.к. у этой муфты самые предпочтительные компенсирующие способности относительно других муфт.

Муфта М40 145х40х82.

Зубчатая муфта — жёсткая компенсирующая муфта, которая состоит из полумуфт с внешними зубчатыми венцами, и разъёмной обоймы с двумя внутренними зубчатыми венцами. Эти устройства предназначены для передачи крутящего момента между двумя валами, оси которых не являются коллинеарными.

 

Зубчатая муфта обеспечивает компенсацию осевого, радиального и углового смещения валов. Это достигается за счёт того, что её зубчатое зацепление изготовляют с гарантированным боковым зазором и с возможностью свободного осевого смещения сопряжённых зубьев, а сами зубья имеют бочкоподобную форму со сферической внешней поверхностью. Компенсация отклонений от соосности валов сопровождается проскальзыванием зубьев.

Список использованной литературы.

1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя»: В 3 т. Т. 1. – 8-е изд.. М.: Машиностроение, 2001. – 920 с.: ил.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. – 5-е изд. – М.: Высш. шк.. 1998. – 447 с., ил.

3.Жуков К.П. «Атлас конструкций механизмов, узлов и деталей машин»: В 2-х ч.: Учеб. пособие для студентов машиностроит. специальностей вузов. – М.: Станкин, 2000. – 254 с.

4. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А., Арефьев И.И. и др. Курсовое проектирование деталей машин – Л.: Машиностроение, 1984. - 400с.: ил.

5. Кузьмин А.В. и др. «Расчеты деталей машин»: Справ. пособие – 3-е изд. – Мн.: Высш. шк., 1986. – 400 с.: ил.

6. Курмаз Л.В. «Детали машин. Проектирование»: Справ. учебное пособие. 2-е изд. М.: Высш. шк., 2005. – 309 с.:ил.

7. Решетов Д.Н. «Детали машин»: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов. – 4-е изд. М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.: ил.

8. Решетов Д.Н. «Детали машин: Атлас конструкций»: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. 5-е изд. М.: Машиностроение, 1992. – 352 с.: ил.

9. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин»: Учеб. пособие. 2-е изд. Калининград.: Янтар. сказ. 2002. – 454 с.: ил., черт.

10. ГОСТ 25.504 – 82 Расчеты и испытания на прочность. Методы расчета характеристик сопротивления усталости.

11. ГОСТ 1284.1-82. Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Основные размеры и методы контроля.

12. ГОСТ 1284.2-82 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Технические условия.

13. ГОСТ 1284.3 - 96 Ремни приводные клиновые нормальных сечений. Передаваемые мощности.

14. ГОСТ 1412-85 Чугун с пластинчатым графитом для отливок. Марки.

15. ГОСТ 1758-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Передачи зубчатые конические и гипоидные. Допуски.

16. ГОСТ 1759.0-87  Болты, винты, шпильки и гайки. Технические условия.

17. ГОСТ 2185-66 Передачи зубчатые цилиндрические. Основные параметры.

18. ГОСТ 3325 - 85  Подшипники качения. Поля допусков и технические требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки.

 19. ГОСТ 4543-71 Прокат из легированной конструкционной стали. Технические условия.

20. ГОСТ 8724-2002  Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Диаметры и шаги.

21. ГОСТ 8820-69 Канавки для выхода шлифовального круга. Форма и размеры.

22. ГОСТ 9150-2002  Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Профиль.

23. ГОСТ 12289-76  Передачи зубчатые конические. Основные параметры.

24. ГОСТ 13219.17-81 Крышки торцовые корпусов подшипников качения. Технические требования.

25. ГОСТ 17473-80 Винты с полукруглой головкой классов точности а и в. Конструкция и размеры.

26. ГОСТ 18855-94  Подшипники качения. Динамическая расчетная грузоподъемность и расчетный ресурс (долговечность).

27. ГОСТ 19326-73  Передачи зубчатые конические с круговыми зубьями. Расчет геометрии.

28. ГОСТ 20720-93  Муфты кулачково-дисковые. Параметры и размеры.

29. ГОСТ 20742-93  Муфты цепные. Параметры и размеры.

30. ГОСТ 20889-88 Шкивы для приводных клиновых ремней нормальных сечений. Общие технические условия.

31. ГОСТ 21150-87  Смазка литол-24. Технические условия.

32. ГОСТ 21354-87 Передачи зубчатые цилиндрические эвольвентные внешнего зацепления. Расчет на прочность.

33. ГОСТ 21425-75  Соединения зубчатые (шлицевые) прямобочные. Методы расчета нагрузочной способности.

34. ГОСТ 22032 – 76 Шпильки с ввинчиваемым концом длиной 1d. Класс точности в. Конструкция и размеры.

35. ГОСТ 24643-81 Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые  значения.

36. ГОСТ Р 50-83-88 РАСЧЕТЫ И ИСПЫТАНИЯ НА ПРОЧНОСТЬ РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛОВ И ОСЕЙ.

37. ГОСТ Р 50641 - 94 Шкивы с канавками для обычных и узких клиновых ремней. Система, основанная на исходной ширине.

38. ТУ 16-525.564-84 Двигатели асинхронные.

 

 

 

 

 

Введение.

 

Целью данного курсового проекта является проектирование привода к вертикальному валу.

Разрабатываемый привод предполагается эксплуатировать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом производственном помещении, служебным подводом силовой электроэнергии.

Привод включает в себя электродвигатель переменного тока типа АИР, передачу гибкой связью (в данном случае клиновым ремнем), редуктор (конический одноступенчатый). Электродвигатель и редуктор необходимо установить на плиту, которая также конструируется в ходе выполнения курсового проекта.

Курсовой проект включает в себя пояснительную записку, чертежи (общий вид привода, сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи) и спецификации к сборочному чертежу и чертежу общего вида привода.

 

Выбор двигателя и кинематический расчет привода.

В настоящее время в машиностроении применяют двигатели постоянного и переменного тока. Поскольку двигатели постоянного тока нуждаются в источниках питания постоянного тока или в преобразователях переменного тока в постоянный (так как общая сеть питается обычно переменным током), а так же имеют ряд других недостатков, исходя из которых, они распространены значительно меньше, чем двигатели переменного тока.

Двигатели постоянного тока характеризуются широкими возможностями регулирования величин вращающего момента и угловой скорости, что является их основным преимуществом. Они позволяют осуществлять плавный пуск, торможение и реверс. Регулирование осуществляют с помощью переменного сопротивления (реостата), включенного в цепь обмотки возбуждения.

Трехфазные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором не имеют скользящих контактов и непосредственно, без дополнительных устройств, включаются в сеть. У этих двигателей обмотка ротора замыкается в самом двигателе. Их преимущества: простота конструкции, сравнительно низкая стоимость, простота обслуживания, надежность. Недостатки – меньшие к. п. д. и  по сравнению с синхронными двигателями; ограниченная возможность регулирования по сравнению с двигателями постоянного тока и асинхронными двигателями с фазовым ротором.

Во многих случаях отмеченные недостатки не являются решающими и поэтому трехфазные асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором получили самое широкое применение.

Выбор электродвигателя производится по его мощности и в соответствии с желаемым диапазоном D частоты вращения его ротора.

 

Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя по следующей общеизвестной формуле:

, кВт (1.1) 

где  - мощность на приводном вале, кВт; В нашем случае  кВт.

 - общий КПД.

(1.2)

где  - КПД муфты;

 - КПД конического редуктора; [9, табл. 2.2]

 - КПД гибкой связи (ременной передачи). [9, табл. 2.2]

В нашем случае имеем: ; ; . Тогда расчетное значение КПД составит

(1.3)

Тогда требуемое расчетное значение мощности электродвигателя составит

кВт. (1.4)

Ориентировочно оцениваем величину диапазона частоты вращения ротора электродвигателя, по следующей очевидной зависимости:

(1.5)

где  - частота вращения приведенного вала, мин^-1;

- рекомендуемое передаточное число гибкой связи;

- рекомендуемое передаточное число конического редуктора. В нашем случае  имеем: n_пр.в = 160 мин^-1  ; ;

Тогда расчетное значение диапазона вращения составит

 

Таким образом, по ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель АИР80В6 ТУ16-525.564-84, мощностью электродвигателя  кВт, с номинальной частотой вращения n=920 мин^-1, диаметр коноли  ротора  мм, длинной ротора  мм, максимальный пусковой момент .

Для принятого электродвигателя уточняем передаточное число:

(1.6)

где  - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1;

 - частота вращения приведенного вала, мин^-1. В нашем случае имеем: n=920 мин^-1; : n_пр.в = 160 мин^-1   

Полученное число распределяем между типами передач, предварительно приняв . Находим требуемое передаточное число конического редуктора по формуле:

(1.7)

где  - принятое передаточное число электродвигателя;

  - передаточное число ременной передачи. В нашем случае имеем: ; . Тогда расчетное значение передаточного числа конического редуктора составит

Полученное передаточное число конического редуктора согласовываем со стандартным рядом [17]. В итоге получаем:

Уточняем передаточное число ременной передачи:

(1.8)

где  - принятое передаточное число электродвигателя;

 - стандартное передаточное число конического редуктора. В нашем случае имеем: ; . Тогда расчетное значение передаточного числа ременной передачи составит

Силовой расчет привода.

 

Определяем вращения на входном валу редуктора по формуле:

(2.1)

где  - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1;

 - передаточное число ременной передачи. В нашем случае имеем: n=920 мин^-1; . Тогда расчетное значение частоты вращения на входном валу составит

 мин^-1

Определяем частоту вращения на выходном валу редуктора по формуле:

(2.2)

где  - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1;

 - передаточное число ременной передачи;

 - стандартное передаточное число конического редуктора. В нашем случае имеем: n=920 мин^-1; ; . Тогда расчетное значение частоты вращения на выходном валу составит

 мин^-1,

что практически совпадает с заданной.

Определяем крутящий момент на валу двигателя по формуле:

(2.3)

где  - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

 - номинальная частота вращения электродвигателя, мин^-1. В нашем случае имеем:  кВт; n=920  мин^-1. Тогда расчетное значение крутящего момента на валу двигателя составит

Определяем крутящий момент на входном валу по формуле:

(2.4)

где  - крутящий момент на валу двигателя, Н·м;

  - передаточное число ременной передачи;

 - КПД ременной передачи. В нашем случае имеем:  Н·м; ; . Тогда расчетное значение крутящего момента на входном валу составит

 Н·м

 

Определяем крутящий момент на выходном валу по формуле:

(2.5)

где  - крутящий момент на входном валу, Н·м;

 - стандартное передаточное число конического редуктора;

 - КПД конического редуктора. В нашем случае имеем:  Н·м; ; . Тогда расчетное значение крутящего момента на выходном валу составит

 Н·м

Определяем крутящий момент на приводном валу по формуле:

(2.6)

где  - крутящий момент на выходном валу, Н·м;

 - КПД муфты. В нашем случае имеем:  Н·м; . Тогда расчетное значение крутящего момента на приводном валу составит

 Н·м

12345678910Следующая ⇒

Поделиться: