Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

Разработка кинематической схемы привода

 

В соответствии с комплексным техническим заданием, составляю кинематическую схему привода, используя кинематические обозначения – ГОСТ 2.105-95:

 

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода цепного конвейера

1Электродвигатель;

2Ременная передача;

3Редуктор цилиндрический 2-х ступенчатый;

4Муфта зубчато-фрикционная;

5Исполнительный механизм – приводные звездочки;

 

Определение мощности на валу исполнительного органа

 

Мощность Р₄, на валу исполнительного механизма вычисляется по формуле

где F_t – окружное усилие на исполнительном механизме, Н;

V_t – окружная скорость исполнительного механизма, м/с;

Нм/с.

Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчётная мощность Р₁ на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учётом потерь в приводе

где – общий КПД привода

=0,97² – КПД цилиндрического трехступенчатого редуктора;

=0,95 – КПД ременной передачи;

=0,98 – КПД муфты

Тогда

Нм/с.

 

 

 

Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

 

Частота n₄ вращения вала исполнительного механизма, вычисляется по формуле

где z – число зубьев, - окружная скорость вращения (даны в техническом задании).

мин^-1.

 

 

Выбор электродвигателя

 

Для этого определим частоту вращения вала электродвигателя

мин^-1.

Для расчетной мощности на валу Р_потр=2298,9 Вт и частоты вращения 952,2 мин^-1 определяю тип электродвигателя. Наиболее подходящим является двигатель АИР 112МА6/950, с мощностью 3 кВт, синхронной частотой 950 мин^-1.

 

 

 

Рисунок 2 – Габаритные и присоединительные размеры электродвигателя АИР 112МА6/950 IM1081

Таблица 1 – Размеры электродвигателя, мм

l1

l31

l10

l30

d30

h31

h

h10

d10

b10

b1

h1

h5

d1

 

Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

 

На начальном этапе проектирования известны частоты n₁ и n₄ и мощности Р₁ и Р₄ валов двигателя и исполнительного механизма.

Уточним передаточное отношение привода:

Находим передаточное отношение ременной передачи:

Находим угловые скорости:

Находим частоты вращения:

 

Находим мощности:

Находим вращающие моменты:

Для обеспечения расчетного вращающего момента на валу T₃=1208,7 Нм и передаточного отношения i_ред=25 определяю тип 2-х ступенчатого цилиндрического редуктора. Наиболее подходящим является редуктор Ц2У-200 – 25 с номинальным вращающим моментом на выходном валу 2000 Нм и фактическим передаточным числом 25,88 [ анурьев].

Таблица 2 - Силовые и кинематические параметры привода

№ Вала	Мощность P, Вт	Частота вращения n, мин-1	Вращающий момент T, Нм	Угловая скорость Ɯ, с^(-1)
	2298.9		23.1	99.5
	2183.9	395.8	52.6	41.5
	2054.8	15.8	1208.7	1.7
		15.8	1176.5	1.7

 

Рисунок 3 – Эскиз редуктора

Рисунок 4 – эскиз концов валов редуктора

Таблица 3 – Размеры редуктора, мм

awБ

awТ

А

А1

В

B1

Н

Н1

Н2

L1

L2

L3

L4

L5

L6

L7

b1

b2

d1

d2

d3

d4

d5

d6

d7

d8

h1

h2

h3

М20х1.5

М48xЗ

М24х1.5

l1	l2	l3	l4	t1	t2
					7,5

 

 

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА

 

2.1. Проектный расчет вала

Принимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного конца редуктора. d = 70 мм.

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников d_П, мм определяем по формуле:

где t₂– глубина паза в ступице, мм, t₂ = 3,3 мм.

для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем : d_П = 80 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1216 по ГОСТ 20226-82 примем d_БП = 80+3r=90 мм:

Диаметр цапф вала в местах установки звездочек примем: d_ст = 90+3f=100 мм.

Длину ступицы примем:

Наружный диаметр ступицы примем:

 

2.2. Подбор подшипников и шпонок.

Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под муфту:

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 70 мм:

- высота шпонки h = 12 мм;

- ширина шпонки b = 20 мм;

 

 

- длина шпонки l = 56 мм.

- глубина, вал t1 =7.5 мм

- глубина, муфта t2 = 4.9 мм

 

Рисунок 5 – Эскиз шпоночного соединения.

 

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1216.

- диаметр отверстия d_П = 80 мм;

- диаметр внешнего кольца D = 140 мм;

- ширина подшипника В = 26 мм;

- координата фаски r = 3 мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность C_r = 40,0 кН;

- статическая радиальная грузоподъёмность C_0r = 23,6 кН.

 

Рисунок 6 – Эскиз подшипника.

2.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность

по эквивалентному моменту

Проверочный расчет вала ведется по максимальному эквивалентному моменту.

Рисунок 7 - Схема нагружения вала исполнительного органа

 

 

Найдем реакции в опорах.

 

Найдем значения изгибающих и крутящих моментов:

 

Эквивалентное напряжение в опасном сечении определяется как

Нм

Сравним полученное значение эквивалентного напряжения с допускаемым:

Условие выполняется.

 

 

2.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность

P_r = VXF_rK_БK_Т,

 

где V – коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

Х – коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

К_Т – температурный коэффициент, К_Т = 1;

К_Б – коэффициент безопасности, К_Б = 1,2.

 

P_r = 1^.1^.7160,1^.1,2 = 8592,12 Н.

 

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

 

;

Сравниваем с требуемым ресурсом = 10000, ч:

 

 

Условие выполняется, следовательно подшипник 1216 – годен.

2.5. Проверочный расчет шпоночного соединения

 

Условие работоспособности шпонки

,

где Т=1176,5 Нм – передаваемый момент.

 

Шпонка для диаметра d=70 мм:

l_р – рабочая длина шпонки, l=56мм;

k – глубина врезания шпонки k=12 мм;

[σ_см]=100 МПа – допускаемое напряжение смятия;

.

Условие выполняется.

 

Шпоночное соединение показано на рисунке 6.

Для диаметра вала под посадки звездочек, брать шпонки больших размеров не имеет смысла, так как в них действуют меньшие силы. Возьмем рекомендуемое сечение шпонки с той же самой длиной.

 

3. РАССЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Ременные передачи являются одними из старейших и широко применяются в машиностроении. Передача ими вращающего момента основана на использовании силы трения между ремнем и шкивом (за исключением зубчатоременных передач).

Ременная передача в простейшем виде состоит из двух шкивов, закрепленных на валах, и надетого с натяжением на шкивы ремня. Ведущий шкив при вращении благодаря силам трения на поверхности контакта ремня со шкивом, возникающим за счет натяжения ремня, приводит в движение ремень, который при этом заставляет вращаться ведомый шкив, тем самым обеспечивая передачу мощности с одного вала на другой.

По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ:

1. Возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи;

2. Простота конструкции и эксплуатации;

3. Плавность хода и бесшумность работы;

4. Эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения;

5. Меньшая начальная стоимость.

 

Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам:

1. Сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт);

2. Непостоянство передаточного отношения (за исключением зубчатоременных передач);

3. Значительные габариты;

4. Повышенные нагрузки на валы и опоры;

5. Необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации;

6. Малая долговечность ремней, особенно в быстроходных передачах.

 

Рисунок 8 – Геометрия клиноременной передачи

 

Исходные данные: P = 2298.9 Вт; ω1 = 99,5 рад/с; ω2 = 41.5 рад/с; I = 2.4; n1=950 мин^(-1).

Примем клиновые ремни иормальиого сечения кордтканевые (ГОСТ1284.3-80).

Диаметры шкивов: диаметр меньшего шкива возьмем согласно рекоменда­ции ГОСТ 1284.3 — 80 d₁ = 125 мм; определим диаметр большего шкива:

Этот диаметр соответствует ГОСТ 1284.3

Расстояние между центрами шкивов при C=1.2 :

Расчетная длина ремней (приблизительная):

По ГОСТ 1284.3—80 принимаем ремни сечения А.

Действительное межосевое расстояние, т. е. соответствующее принятой длине ремней:

Угол обхвата ремнем меньшего шкива:

 

 

Скорость ремня:

Число z ремней определим из расчета передачи по тяговой способности:

Примем z = 2.. Проверим ремни на долговечность по частоте пробегов в се­кунду:

что вполне допустимо.

 

 

Определим размеры шкивов, приняв, что они изготовлены из чугуна СЧ15. Размеры канавок для ремней примем по ГОСТ 20898 — 80 для обоих шкивов с = 3,5 мм, е = 15 мм, t = 16 мм, s = 10 мм; для меньшего шки­ва φ1 = 34°,φ₂ = 36. Наружный d_u и внутренний d_B диаметры шкивов:

меньшего шкива:

большего шкива:

Ширина ободов шкивов:

Наружный диаметр d_B и длина I ступицы:

меньшего шкива:

большего шкива:

 

Обод шкива для приводных клиновых ремней нормальных и узких сечений показан на рисунке 5. Обод шкива для приводных клиновых ремней нормальных и узких сечений показан на рисунке 5. Размеры конструктивных элементов канавок под ремни и толщина обода Sравны: W_p=11 мм, b_min=3,3 мм, h_min=8,7 мм, e=15 мм,f=10 мм,r=1 мм.

 

Рисунок 9 – Эскиз шкива

 

 

Для компенсации вытяжки ремней в процессе эксплуатации, компенсации отклонений длины бесконечных ремней должно быть предусмотрено натяжное устройство для регулировки межосевого расстояния передачи.

Применяют натяжные устройства, состоящие из двух плит: не­подвижной, которую крепят к полу цеха, и перемещающейся по непод­вижной при регулировании натяжения ремней. При единичном производстве плиты делают из стальных листов (рисунок 6).

Электродвигатель крепят к верхней плите винтами 1. Для винтов 2 в верх­ней плите выполнены удлиненные пазы, а в нижней —резьбовые от­верстия. По окончании регулирования винты 2 затягивают. Перемещают вер­хнюю плиту по нижней толкающими винтами 3.

Рисунок 10 – Натяжное устройство

 

4 Проектирование комбинированной муфты

 

4.1 Проектирование зубчатой полумуфты

Учитывая диаметр вала и номинальный крутящий момент выберем муфту по ГОСТ 20884-93. Получаем [T]=4000 Нм, n_max=6300об/мин., ,D₁=150, D₂=95, L=220, , зубья m=2,5, b=15, z=38.Проверим выбранную муфту по условию:

T_ном·к₁·к₂ ,

где к₁ – коэффициент ответственности передачи; к₁=1;

к₂ – коэффициент режима работы; к₂=1.2.

9 МПА 12 МПа

Рисунок 11 – чертеж зубчатой муфты

 

 

4.2 Проектирование фрикционной полумуфты

Диаметр вала d = 70мм.

Наружный диаметр кольца трения:

D = 200 мм

r/R=0.5…0.7

r = 0.6*90 = 53 мм

Rср = (90+53)/2 = 71.5 мм

Осевая сила:

H

Число пар трения:

,

Принимаем Z = 9.

Проверка:

Определим параметры пружин.

Рисунок 12 – схема расчета пружины

 

Из условия прочности пружины:

τ=k ≤[τ],

 

где τ – расчетное напряжение в поперечном сечении витка;

k – коэффициент, учитывающий влияние кривизны витков и поперечной силы:

k= ;

где c=D₀/d – индекс пружины;

F – сила, сжимающая пружину;

D₀ – средний диаметр пружины;

d – диаметр проволоки;

Выразим d:

d≥

1) Максимальная рабочая нагрузка:

где n – колличество пружин.

2) Индекс пружины с определим:

где D – средний диаметр пружины;

d – диаметр проволоки.

3) Коэффициент кривизны витков:

k= = =1,3.

4) Выбор материала пружины:

5) Определим диаметр проволоки:

d=

 

6) Средний диаметр пружины:

D = dc = 20мм

7) Определим число рабочих витков:

где X – осевое перемещение пружины; X=15;

G – модуль сдвига; G=8

8) Полное число витков пружины:

9) Определим длину пружины, сжатой до соприкосновения:

10) Зазор между витками:

11) Регулировочный ход:

12) Ход до соприкосновения витков:

Свободная длина пружины:

Наружный диаметр пружины:

13) Сила, сжимающая пружину до соприкосновения витков:

.

 

14) Проверка наибольшего фактического напряжения:

τ=k ≤[τ],

Примем:

τ = 616.7 МПа = 112%[τ]

Допускается перегрузка 20%.

На рисунке 13 приведен чертеж комбинированной муфты.

Рисунок 13 - чертеж комбинированной муфты

 

 

Список использованных источников

1. Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. – Челябинск: ЧГТУ, 1992.

2. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 477с., ил.

4. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991. – 384 с.: ил.

5. Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. – Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. – 67 с.

6. Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1986. – 61 с.

7. Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. – 94 с.

8. Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. – 94 с.