Механический привод

Содержание

• Введение
• 1. Назначение и описание работы привода
• 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
  • 2. 1. Кинематический анализ схемы привода
  • 2. 2. Коэффициент полезного действия привода
  • 2. 3. Выбор электродвигателя
  • 2. 4. Угловые скорости и моменты на валах привода
• 3. Расчет передач привода
  • 3. 1. Расчет плоскоременной передачи
  • 3. 2. Расчет зубчатой передачи
• 4. Предварительный расчет валов редуктора
  • 4. 1. Ведущий вал
  • 4. 2. Выходной вал
• 5. Конструктивные размеры шестерни и колеса
• 6. Конструктивные размеры корпуса и крышки и предварительный выбор подшипников
• 7. Проверка долговечности подшипников
  • 7. 1. Ведущий вал
  • 7. 2. Ведомый вал
• 8. Проверка прочности шпоночных соединений
• 9. Уточненный расчет валов
  • 9. 1. Ведущий вал
  • 9. 2. Ведомый вал
• 10. Выбор сорта масла
• 11. Посадки деталей редуктора
• 12. Сборка редуктора
• Список использованной литературы
• 1. Введение

Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

В проекте необходимо спроектировать редуктор для сформулированных в техническом задании условий, подобрать электродвигатель, клиноременную передачу, муфту. Предполагаемая конструкция проектируемого редуктора со-стоит из чугунного литого корпуса и крышки, внутри которых размещены ве-дущий и ведомый вал с прямозубыми колесом и шестерней, а также опоры подшипники качения и сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством плоскоременной передачи. На выходном валу нахо-дится муфта, соединяющая редуктор с приводимым механизмом.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1. Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя, горизонтально расположенной плос-коременной переачи и одноступенчатого редуктора с прямозубой цилиндри-ческой передачей и жестко компенсирующей муфтой. В процессе передачи мощности имеют место потери, связанные с преодолением сил вредного со-противления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубча-той передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величи-ну потерь.

2.2. Коэффициент полезного действия привода

Согласно табл. 1.1 [1] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности: в плоскоременной передаче: ηк.п. = 0,940,96; принимаем ηк.п. = 0,95;

в зубчатой передаче ηз.к. = 0,960,98; принимаем ηз.к. = 0,96;

в подшипниках качения ηп = 0,99;

в муфте ηм = 0,98;

определяем общий КПД привода

= 0,96 * 0,994 * 0,98 * 0,95 = 0,85

2.3. Выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу равна P3 = 4.72 кВт

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.тр.= Р3 / = 4,72 / 0,84 = 5,62 кВт,

Частота вращения выходного вала определена заданием и равна n3 = 211 мин-1. Тогда угловая скорость барабана:

= 3,14 * 211 / 30 = 22,08 рад/с

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспорте-ра с полной загрузкой. Пусковая требуемая мощность:

Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 5,62* 1,3 = 7,31 кВт

По табл. П1

приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1000 об/мин 4А132М6 со следующими параметрами: номинальная мощность Рном = 7,5 кВт; скольже-ние s = 3,2%, отношение Рп/Рном = 2. Рпуск = 2*7,5 = 15 кВт. Это больше рас-четного значения пусковой мощности, значит данный двигатель гарантиро-ванно обеспечит старт механизма при полной его нагрузке. По сравнению с двигателем 4А132S4 с частотой вращения n = 1500 мин-1, выбранный двига-тель имеет несколько большую длину (разница 50 мм) и несколько больший показатель скольжения (разница 0,2%). Остальные характеристики двига-телей одинаковые. Очевидно, что различия несущественны, тогда как более низкая частота вращения двигателя облегчает нагрузки в редукторе.

Номинальная частота вращения двигателя: где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

n частота вращения, мин-1;

s потери на скольжение, %;

nдв = 1000* ((100−3,2)/100) = 968 мин-1

3. Определение мощностей и передаваемых крутящих моментов на валах

Передаточное отношение редуктора:

i = nдв/nб = 968/211 = 4,59

Передаточное отношение зубчатой передачи принимаем предварительно равным i2 = 2,5, тогда на клиноременной передаче передаточное отношение бу-дет равно

i1 = i / i 2 = 4,59/2,5 = 1,836

Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:

nдв= 968 мин-1

= 3,14*968 / 30 = 101,32 рад/с

Момент на валу двигателя:

, где Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;

угловая скорость вращения двигателя, рад/с;

T1 = 7,31*1000 / 101,32 = 72,15*103 Нмм

Момент, угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

Т2 = Т1 * i 1 * η2

где i1 передаточное отношение ременной передачи;

η2 КПД второго вала;

Т2 = 72,15*103 * 1,836 * 0,95 = 125,84*103 Нмм

= 101,32/1,836 = 55,19 рад/с

= 968/1,836 = 527,23 мин-1

Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:

Т3 = Т2 * i 2 * η3 =

Т3 = 125,84*103 * 2,5 * 0,96 = 302,02*103 Нмм

=22,08 рад/с

Итоги кинематического расчета сводим в таблицу 1:

Таблица 1

Результат кинематического расчета привода

Валы 1 2 3

Частота вращения n, мин-1 968 527,23 211

Угловая скорость , рад/с 101,32 55,19 22,08

Крутящий момент, х 103 Нмм 72,15 125,84 302,02

Мощность Р, кВт 5,62 5,34

4,72

4. Расчет передач привода

4.1. Расчет плоскоременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр = 7,31 кВт;

частота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв = 968 мин-1;

передаточное отношение iк.п. = 1,836;

скольжение ремня  = 0,015.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле

d1 = 6 = 6 = 250 мм

Принимаем d1 = 250 мм.

Диаметр большего шкива определяем по формуле

d2 = d1i (1-)

d2 = 250 * 1,836 * (1−0,015) = 452,12 мм

Принимаем стандартное значение диаметра d2 = 450 мм, тогда передаточ-ное отношение в клиноременной передаче составит

iк.п. = = 450/(250*(1−0,015)) = 1,827

Скорректированная угловая скорость вала 2 будет равна

2 = дв/ iк.п. = 101,32 / 1,827 = 55,46 рад/с

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:

(55,46−55,19)/55,19 *100 = 0,49%

Допускаемое расхождение составляет ±3%, следовательно рассчитанные значения диаметров можно принять окончательно.

Межосевое расстояние рассчитываем по формуле:

ap = 2(d1+d2),

ap = 2 (250 + 450) = 1400 мм,

Расчетная длина ремня по формуле (7.7) [1].

L = 2ap + 0,5(d1+d2) + (d2 d1)2/4a =

=2*1400 + 0,5*3,14* 700 + 2002/(4*1400) = 3906 мм

Ближайшее значение по стандарту (табл. 7.7) L = 4000 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L.

где w = 0,5(d1+d2) = 0,5*3,14 * 700 = 1099 мм;

у = (d2-d1)2 = (450−250)2 = 4*104

ар = 0,25*((4000−1099) +) = 1447 мм.

Угол обхвата меньшего шкива по формуле (7.28)

1 = 180° - 60((d2-d1)/ap) = 180 60*((450−250)/1447) = 172°

Расчетная скорость ремня определяется по формуле:

v = d1n1/60 = 3,14 * 250*10−3 * 968 / 60 = 12,66 м/с

Окружная сила равна

Ft = P / v = 7,31*103 / 12,66 = 577,41 Н.

Натяжение ведущей и ведомой ветвей ремня определяем по формулам

F1 = F0 + 0,5Ft

F2 = F0 — 0,5Ft

где F0 предварительное натяжение каждой ветви

F0 = 0b, где 0 напряжение от предварительного натяжения ремня, оптимальное значение которого равно 1,8 МПа; b и  ширина и толщина ремня

Ширину ремня b находим по условию

b>Ft / (z [p]), где z число прокладок,

[р] допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

[р] = p0СCvCpC