Ориентировочный расчет и конструирование валов
Описание кинематической схемы привода
Данный привод состоит из электродвигателя серии 4А, коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора , цепного конвейера , муфты и синхронной ( зубчатоременной) передачи. В свою очередь редуктор состоит из входного(быстроходного), выходного(тихоходного) и промежуточного валов на которые насажены зубчатые колеса.
Рис. 1.1 – Схема привода конвейера
1 – вал электродвигателя
2 – входной( быстроходный ) вал редуктора
3 – быстроходная передача
4 – тихоходная передача
5 – выходной( тихоходный ) вал редуктора
Энерго-кинематический расчет
Подбор электродвигателя
По данным выходного крутящего момента и частоте вращения выходного вала определяем номинальную мощность электродвигателя.
Угловая скорость выходного вала привода ώвых равна:
ώвых = = = 4,18 (с-1)
Мощность на выходном валу привода Рвых равна:
Рвых = Твых × ώвых = 2300 × 4,18 = 9629 (Вт)
Общий КПД привода ηобщ равен:
ηобщ = ηгиб × ηБ × ηТ × × ηм;
ηобщ = 0,95 × 0,96 × 0,97 × 0,992 × 0,98 = 0,83.
Потребляемая мощность Р1 равна:
Р1 = = = 11601 (Вт)
Расчет коэффициента перегрузки двигателя:
Δ = × 100% = 5% ≤ 12%
Выбираем двигатель по потребной мощности со следующими параметрами:
Двигатель 4А132М4У3, частота 1460 мин-1
Эскиз электродвигателя
Рис. 2.2.1 – Двигатель 4А132М4У3 основного исполнения
2.3 Таблицы размеров и технические характеристики электродвигателя
Мощность,
кВт
| Частота вращения, мин-1
| КПД,%
| Тпуск/Тном
| Тмак/Тном
|
|
| 87,5
|
| 2,2
|
Габаритные размеры
| Установочные размеры
| t30
| h31
| d30
| 11
| L10
| L31
| d1
| d10
| b1
| b10
| h
| h1
| h5
| h10
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Определение мощностей (Р), частот вращения (n) и крутящих моментов
На валах привода
Определяем передаточные числа ступеней редуктора:
1. Общее передаточное число привода:
Uобщ = = = 36
2. Передаточное число редуктора:
Uред = = = 18
3. Передаточное число тихоходной ступени:
Uт = 0,63 = 0,63 = 4,32 = 4
4. Передаточное число быстроходной ступени:
UБ = = = 4,5
Определяем мощностей (Р):
Р4 = = = 10030 (Вт)
Р3 = = = 10448 (Вт)
Р2 = = = 10998 (Вт)
Р1 = = = 11601(Вт)
Определяем частоту вращения (n):
n4 = n5 = 40 мин-1;
n3 = n4×UТст = 40×4 = 160 мин-1;
n2 = n3×UБст = 160×4,5 = 730 мин-1;
n1 = n2×Uгиб. скор. = 730×2 = 1460 мин-1.
Определяем угловую скорость (ώ):
ώ4 = = = 4,18 с-1;
ώ3 = = = 16,74 с-1;
ώ2 = = = 76,4 с-1;
ώ1 = = = 152,8 с-1.
Определяем крутящий момент (Т):
Т1 = = = 75,9 (Н∙м);
Т2 = = = 143,9 (Н∙м);
Т3 = = = 624,1 (Н∙м);
Т4 = = = 2399,9 (Н∙м);
Т5(вых) = = = 2300 (Н∙м).
Ресурс работы передачи:
Lh = 365×24×L×Кгод×Ксут = 365×25×6×1×0,33 = 17345 (час)
Таб. 2.1 – Данные энергокинематического расчета
№
| Р, Вт
| Т, Н∙м
| n, мин-1
| ώ, с-1
| u
| |
|
| 75,9
|
| 152,8
|
| |
|
| 143,9
|
| 76,4
| |
4,5
| |
|
| 624,1
|
| 16,74
| |
| |
|
| 2399,1
|
| 4,18
| |
| |
|
|
|
| 4,18
| |
Расчет передач
При выборе материала зубчатых колес следует учитывать назначение проектируемой передачи, условия эксплуатации, требования к габаритным размерам
и возможную технологию изготовления колёс. Основным материалом для изготов-ления зубчатых колёс является сталь.
Необходимую твердость в сочетании с другими механическими характеристиками (а следовательно, желаемые габариты и массу передачи) можно получить за счет назначения соответствующей термической или химико-термической обработки стали.
В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, в мало- и средненагруженных передачах, а также в передачах с большими габаритами колес (когда термическая обработка их затруднена) обычно применяют стали с твердостью не более 350 НВ, которая обеспечивается нормализацией или термоулучшением материала. При этом возможно чистовое нарезание зубьев непосредственно после термообработки с высокой точностью изготовления, а при работе передачи обеспечивается хорошая прирабатываемость зубьев без хрупкого разрушения их при динамических нагрузках.
Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твёрдость шестерни рекомендуют назначать больше твёрдости колеса.
Расчет передач производится с помощью ЭВМ и при помощи методических указаний [4].Далее будут приведены расчеты передач редуктора с помощью ЭВМ.
3.1Расчет синхронной (зубчатоременной) передачи
3.2 Расчет быстроходной ступени редуктора
Расчет тихоходной ступени редуктора
Ориентировочный расчет и конструирование валов
Ориентировочный расчет валов выполняется как проектный на стадии разработ-
ки компоновочного чертежа из условия работы вала на кручение и служит для опре-
деления минимального диаметра вала d ,мм.
d = 17
[τ] = (0,25…0,3)×σв
σв = выбирается из [4];
Быстроходный вал:
dБ = 17 = 32 мм
[τ] = 0,025×900 = 22,5
dп = d+2tкон = 32+2×4=40 мм
dбп = dп+3r = 40+3×2 = 46 мм
Промежуточный вал:
dk = 17 = 55 мм
[τ] = 0,027×900 = 24,3
dп = dk-3r = 55-3×3 = 46. Принимаем dп = 45 мм.
Тихоходный вал
dт = 17 = 75,5 мм. Учитывая муфту принимаем dт = 75 мм.
[τ] = 0,03×800 = 24
dп = d+ 2tцил = 75+2×5 = 85 мм
dбп = dп+3r = 85+3×2,7 = 93 мм
dk = 93 мм
Диаметры быстроходного и тихоходного валов считаются на консолях, а диаметр промежуточного вала считается под колесом быстроходной ступени.
Далее при проектировке валов необходимо сделать ступеньки под различные элементы, которые будут размещены на этих валах. Ступеньки валов проектируются по [1].
На консоли быстроходного вала устанавливается шкив диаметр вала котрого равен 28 мм Затем на валу должна быть манжета резиновая ( ГОСТ 8752-79) и ступень под нее. Т.к. ближайшая манжета имеет внутренний диаметр 40 мм, необходимо на вал посадить с натягом втулку с внутренним диаметром 32мм и наружным диаметром 40 мм. Далее необходима резьба, для крепления на ней гайки круглой шлицевой ( ГОСТ 11871-80) и шайбы стопорной многолапчатой ( ГОСТ 11872-80). Выбираем ближайший нормальный диаметр резьбы – 36 мм. Затем необходима ступень под подшипники качения. Ближайший внутренний диаметр подшипника 40 мм. В конце вала изготавливается коническая шестерня быстроходной ступени из цельного металла ( заодно с валом ).
Диаметр промежуточного вала, как упоминалось ранее, считался под колесом быстроходной ступени и равен 55 мм. По обе стороны вала необходимо сделать ступень на уменьшение под подшипники. Ближайший внутренний диаметр подшипника – 45 мм. Также на промежуточный вал необходимо поставить тихоходную шестерню, со внутренним диаметром 40 мм. Между быстроходным колесом и тихоходной шестерней необходимо сделать буртик, в который бы упирались обе шестерни.
Диаметр тихоходного вала считается на консоли ( т.е. на выходе из редуктора ), а затем наращивается по ступеням. Консоль тихоходного вала соединяется с муфтой (зубчатая муфта ГОСТ 5006-55), поэтому необходимо согласовать диаметр вала с диаметром муфты. Размеры муфт представлены в [2]. Выбираем муфту с внутренним диаметром 75 мм.Затем идет ступень под манжету с внутренним диаметром 80мм. Затем еще одна ступень под подшипник с увеличением диаметра вала до 85мм. Далее идет увеличение диаметра вала ( еще одна ступень вала) под тихоходное колесо, с внутренним диаметром 93 мм. И в конце вала уменьшение диаметра до 85мм под второй подшипник.
5.Расчет, подбор и конструирование деталей передач
В данном редукторе используются косозубые цилиндрические зубчатые колеса. Колеса с косым зубом обладают большей прочность и надежностью по сравнению с прямозубыми , и могут работать на больших угловых скоростях . Такие характеристики позволяют нам использовать минимальное количество материалов при высоких ресурсах передачи.
Зубчатое колесо промежуточного вала
Ширина венца колеса:
В = 60 (мм)
Длина ступицы колеса:
Lст ≥ (1,2…1,4)×d ≥ 1,2×55 ≥ 66 =66 (мм)
Диаметр ступицы колеса:
dст ≥ 1,6×d = 1,6×55 ≥ 88 = 88 (мм)
Ширина торцов зубчатого венца колеса:
S=2,5×mте+2=2,5×2,88 +2=9.2 (мм)
Зубчатое колесо выходного вала
Ширина венца колеса:
В = 90 (мм)
Длина ступицы колеса:
Lст = LB = 90 (мм)
Диаметр ступицы колеса:
dст = 1,6×d≥ 1,6×95 ≥ 152 = 152 (мм)
Ширина торцов зубчатого венца колеса:
S=2,2×m+0,05×b2=2,2×3,5+0,05×90=12,2 (мм)
Толщина диска:
С=0,25×B=0,25×90 = 22 (мм).
Радиусы скруглений R принимаем конструктивно согласно [2]. R=2,5(мм).
dотв принимаем по [2]. В данном случае принимаем dотв = 67 мм.
6.Расчет и конструирование элементов корпуса
К корпусным относят детали, обеспечивающие взаимное расположение деталей
узла и воспринимающие основные силы действующие в механизме. Корпусные детали обычно имеют сложную форму , поэтому их получают методом литья или
некоторых случаях при помощи сварки. Для изготовления деталей корпуса в большинстве случаев используют чугун и сталь , реже – легкие сплавы.
В целях экономии редуктор данного привода выполнен из чугуна .
Толщина стенки корпуса:
δ = 0,025×αw + 3 = 0,025×280+3 = 10
Толщина стенки крышки редуктора:
δ1 = 0,02×αw + 3 = 0,02×280 + 3 = 9
Толщина верхнего фланца:
S = (1,5…1,75)×10 = (15…17,5)
Толщина нижнего фланца корпуса:
S2 = 2,35×δ = 2,35×10 = 23,5
Толщина фланца крышки редуктора:
S1 = (1,5…1,75)×δ1 = (1,5…1,75)×9 = (13,5…15,75)
Диаметр фундаментных болтов:
d1 = (0,03…0,036)×αw+12 = (0,03…0,036)×280+12 = (20,4…22) = 22 мм.
Диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек:
d2 = (0,7…0,75)×d1 = (0,7…0,75)×22 = (15,4…16,5)= 16 мм.
Диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки:
d3 = (0,5…0,6)×d1 = (0,5…0,6)×22 = (11…13,2)
Ширина опорной поверхности нижнего фланца корпуса:
m = k + 1,5×δ = 52+1,5×10 = 67
Толщина ребер корпуса:
с1 = (0,8…1)×δ = (0,8…1)×10 = (8…10)
Минимальный зазор между колесом и корпусом:
b = 1,2×δ = 1,2×10 = 12
Координата стяжного болта у бобышек:
с2 = (1…1,2)×d2 = (1…1,2)×16 = (16…19,2)
Расстояние от внутренней стенки редуктора до торца вращающейся детали:
e1 = 1,2×δ = 1,2×10= 12
Расстояние между вращающимся колесом смежных ступеней:
е2 = 0,7×δ = 0,7×10 = 7 мм.
Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту:
©2015 - 2024 stydopedia.ru Все материалы защищены законодательством РФ.
|