123870 (Проектирование привода)

СОДЕРЖАНИЕ

Техническое задание

1. Кинематический расчет привода

1.1 Подбор электродвигателя 2

1. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах 2

2. Расчет зубчатой передачи 3

2.1 Анализ результатов с ЭВМ

3. Эскизное проектирование

3.1 Проектные расчеты валов 3

3.2 Выбор типа и схема установки подшипников 4

4. Расчет соединений

4.1 Шпоночные соединения 5

4.2 Соединение с натягом

4.3 Сварные соединения 6

5. Подбор подшипников качения на заданный ресурс 12

1. Расчет валов на статическую прочность и

сопротивление усталости 25

7. Выбор смазочных материалов 33

8. Расчет муфт 34

8.1 Выбор и расчет обгонной муфты

8.2 Выбор и расчет упругой муфты

9. Расчет цепной передачи 35

9.1 Анализ результатов с ЭВМ

10. Приложения

Кинематический расчет

1. Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) определяют по формуле:

Р_пр = F_t * V/ 10³,

где F_t – окружное усилие на барабане, V – скорость ленты.

Р_пр = 2500*1,4 /10³ = 3,5 кВт.

Тогда требуемая мощность электродвигателя

P_дв = Р_пр / _пр,

где _пр – КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.

_{пр = ц}* _{кон. з..п.} * _{цил. з..п.} * _м.

где _ц - КПД цепной передачи, _{кон. з.п.} - КПД конической зубчатой передачи, _{цил. з..п} – КПД цилиндрической зубчатой передачи, _м – КПД муфты с горообразной оболочкой.

_пр = 0,96*0,96*0,97*0,99 = 0,89

P_дв = 2,5/0,89 =2,81 кВт.

Определим частоту вращения приводного вала

n_пр = 60000*V/*D = 60000*1,4/3,14*355 = 134,5 об/мин;

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

n_дв = n_пр*u_ц *u_Б*u_Т

где u_ц - передаточное отношение цепной передачи, а u_Б и u_Т – передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней коническо - цилиндрического редуктора.

u_ц = 2,5; u_Б = 2,35; u_Т = 3,455.

Подставляя значения, получим

n_дв = 134,5*2,5*2,35*3,455 = 2730 об/мин

Следовательно берем синхронную частоту вращения двигателя равной n_дв =2850 об/мин.

Затем, используя таблицу, выбираем электродвигатель АИР100S2:

Р = 4 кВт, n_дв = 2850 об/мин.

1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.

1. Частота вращения тихоходного вала

Так как в заданной схеме отсутствует какая – либо передача (ременная или цепная)между приводным и тихоходным валом, а они непосредственно передают вращение через муфту, то

n_Т = n_пр*u_ц = 134,5*2,5=336,25 об/мин.

1. Частота вращения промежуточного вала

n_п = n_Т*u_Т = 336,25*3,455 = 1161,74 об/мин.

1. Частота вращения быстроходного вала

n_Б = n_п*u_Б = 2759,14 об/мин.

1. Вращающий момент на приводном валу

Т_пр = F_t*D/2 = 2500*0,355/2 = 443,75 Нм

1. Вращающий момент на тихоходном валу

Т_Т = Т_пр/u_ц *_ц = 443,75/2,5*0,96 = 184,9 Нм.

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

1. Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта для конструктивной проработки.

В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построим графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа u_ред между быстроходной u_Б и тихоходной u_Т ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: суммарная цена привода - _цена , d_m1Б внешний делительный диаметр быстроходной шестерни и m_ред. (см. рис .1)

В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 4.

В этом случае термообработкой является закалка ТВЧ шестерни и колеса. Марка стали колеса – 45., а для шестерни – 40 ХН.

3. Эскизное проектирование.

3.1 Проектные расчеты валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

• для быстроходного вала:

T.к. быстроходная ступень коническая то

d = 8*(Т_Б)^1/3

где Т_Б вращающий момент на быстроходном валу

d = 8*(22,72)^1/3 = 22,65 мм.

округляем до 24 мм.

диаметр вала под подшипник качения

d_п d₂+2*t_кон = 27,6 мм.

Где принемаем значение t_кон=1,8-высота заплечика

d_бп d_п + 3*r = 27,6 + 3*2 =33,6 мм,

• для промежуточного вала:

диаметр вала под колесо

d_к (6…7)*(Т_п)^1/3,

где Т_п – вращающий момент на промежуточном валу

Т_п = 54,63 Нм

d_к 7*(54,62)^1/3 =26,66 мм

округляя до стандартной величины получим d_к > 28мм.

где d_п – диаметр вала под подшипник,

d_п = d_к – 3*r

d_п =25мм.

• для тихоходного (выходного) вала:

d (5…6)*(Т_Т)^1/3,

где Т_Т - вращающий момент на тихоходном валу.

d 6*(184,9)^1/3 =30 мм,

d_п d + 2*t_ц = 30+ 2*2,5 =35 мм.

d_Бп d_п + 3*r =35 + 3*2,5 =41.

3.2. Выбор типа и схемы установки подшипника.

Для опор валов цилиндрических прямозубых и косозубых колес редукторов применяют чаще всего шариковые радиальные, а для конических колес роликовые подшипники с коническими роликами, причем на быстроходном валу с консольным расположением конической шестерни мы устанавливаем их "врастяжку", а на промежуточном валу "враспор". Первоначально мы назначаем подшипники легкой серии. Если при последующем расчете грузоподъемность окажется недостаточной, то примем подшипники средней серии.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить спомощью втулок.Если же не следовать данным рекомендациям ,при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника ,что может вызвать заклинивание узла.

4. Расчет соединений.

4.1. Шпоночное соединение (соединение вал - ступица):

4.1.1. На тихоходном валу

_см = 2*Т_Т*10³/(d*k*l_раб) []_см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки

l_раб = 2*Т_Т*10³/(d*k*[]_см)

где d – диаметр вала,

к – глубина врезания шпонки, так как d = 32 мм, то к = 0,47h (h – высота шпонки);

к = 0,47*8 = 3,76;

для незакаленной стали и для неподвижной шпонки

[]_см = 140 МПа.

Тогда получаем

l_раб = 2*184,9*10³/(32*3,76*140) = 24,9 мм

Тогда полная длина шпонки

l = l_раб + b,

где b – ширина шпонки,

l =24,9 + 10 = 34,9 мм,

по стандартному ряду l =36 мм.

4.1.2. На быстроходном валу

_см = 2*Т_б*10³/(d*k*l_раб) []_см

при проектном расчете определяется рабочая длина шпонки

l_раб = 2*Т_б*10³/(d*k*[]_см)

где d – диаметр вала,

к – глубина врезания шпонки, так как d = 26 мм, то к = 0,47h (h – высота шпонки);

к = 0,47*7 = 3,29;

для незакаленной стали и для неподвижной шпонки

[]_см = 140 МПа.

Тогда получаем

l_раб = 2*22,72*10³/(26*3,29*140) = 3,79 мм

Тогда полная длина шпонки

l = l_раб + b,

где b – ширина шпонки,

l =3,79 + 8 = 11,79 мм,

по стандартному ряду l = 12мм.

Принимаем длину шпонки по длине полумуфты – 40 мм.

4.1.3. На валу электродвигателя

l_раб = 2*Т_Б*10³/(d_дв*k*[]_см);

Т_Б = 22,72 Нм,

d_дв = 28 мм,

к = 0,47*h = 0,47*7 = 3,29,

l_раб = 2*22,72*10³/(28*3,29*140) = 3,523 мм.

l = l_раб + b = 3,52 + 8 = 11,52 мм.

Берем длину шпонки, равной половине длины вала электродвигателя

l = l_дв/2 = 44/2 = 22 мм.

l = 22 мм.

4.1.4. На приводном валу в соединении со звездочкой

l_раб = 2*Т_пр*10³/(d*k*[]_см);

Т_пр = 443,75 Нм,

d = 38 мм,

так как d 40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76

l_раб = 2*443,75*10³/(38*3,76*140) = 44,36 мм,

полная длина шпонки

l = l_раб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.

округляем до стандартного значения l = 56 мм.

4.1.5. На приводном валу в соединении с обгонной муфтой

l_раб = 2*Т_пр*10³/(d*k*[]_см);

Т_пр = 443,75 Нм,

d = 38 мм,

так как d 40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76

l_раб = 2*443,75*10³/(38*3,76*140) = 44,36 мм,

полная длина шпонки

l = l_раб + b = 44,36 + 10 = 54,36 мм.

округляем до стандартного значения l = 56 мм.

4.1.6. В соединении обгонной муфты с корпусом

l_раб = 2*Т_пр*10³/(d*k*[]_см);

Т_пр = 443,75 Нм,

d =250 мм,

так как d 40 мм, то к = 0,47*h = 0.47*8 = 3,76

l_раб = 2*443,75*10³/(250*3,76*140) = 6,74 мм,

полная длина шпонки

l = l_раб + b =6,74 + 12 = 18,74 мм.

Принимаем длину l = 40 мм, чтобы при монтаже не происходило опрокидывание шпонки.

4.2.Соединение с натягом:

Промежуточный вал – колесо

Соединение с натягом применяются для передачи момента с колеса на вал. При посадках с натягом действуют напряжения, распределенные по поверхности соединения. В цилиндрических косозубых передачах соединения вал – ступица нагружены изгибающим моментом от осевой силы в зацеплении. Этот момент также вызывает перераспределение напряжений. Вследствие такого перераспределения на торце детали напряжения в соединении вал – ступица могут оказаться равными нулю. Тогда произойдет так называемое раскрытие стыка, что недопустимо. Посадка с натягом должна быть выбрана из условия не раскрытия стыка.

4.2.1 Подбор посадки с натягом на промежуточном валу

1. Определим необходимое (минимальное) давление в соединение

р = 2*10³*К*Т_п/(*d²*l*f),

Для предотвращения контактной коррозии или ее влияния предусматривают запас сцепления в соединении:

для колес промежуточных валов редукторов К = 4,5.

Т_п = 54,62 Нм,

d = 36 мм,

l = 40 мм,

Осуществим сборку соединения (сталь - сталь) запрессовкой, тогда

f = 0,08.

р = 2*10³*4,5*54,62/(3,14*36²*40*0,08) = 38 МПа.

1. Минимальный расчетный натяг

= 10³*р*d*(С₁/Е₁ + С₂/Е₂),

где С₁, С₂ – коэффициенты жесткости:

С₁ = [1 + (d₁/d)²]/[1 – (d₁/d)²] - ₁,