Контрольная работа: Создание высокоэффективных приводов

Введение

Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия, реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. В приводе происходит преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.

В соответствии с техническим заданием на проектирование разрабатывается привод. Схема редуктора -одноступенчатый; вариант сборки редуктора - концы быстроходного и тихоходного валов выходят на разные стороны.

Срок службы привода составляет 10 лет

Режим - средний.

В качестве основания привода в проекте используется сварная рама, закрепляемая на месте эксплуатации с помощью фундаментных болтов.

Мощность электродвигателя и частота его вращения обеспечивают заданные параметры эксплуатации транспортера в установленном режиме P=6 кВт, n=175 об/ мин. мощность электродвигатель напряжение изгиб

1. Выбор электродвигателя

1.1 Определение требуемой мощности

Требуемая мощность электродвигателя

Рэ.т.=РВ /общ (1.1)

где РВ - потребляемая мощность привода, т.е. на выходе для приводного вала;

общ - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

1) Величину РВ (кВт) определяют в соответствии с исходными данными задания

РВ = 6,00 кВт (1.2)

2) Величину общ определяют в зависимости от КПД () звеньев кинематической цепи приводной цепи привода двигателя до приводного вала машины.

общ=оп.ц.б. м.т.о.п. ,(1.3)

где оп. - КПД открытой передачи; ц.б. - КПД передачи редуктора; м.т. - КПД муфты вала; о.п - КПД опор приводного вала машины.

По таблице 1: оп.=0,99, ц.б=0,96, м.т.=0,99 , о.п.=0,99

общ =0,99·0,96·0,99·0,99=0,922

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.т.=6,00/0,922= 6,51 кВт

Определение требуемой частоты вращения

nэ.т.=n в·uобщ (1.4)

где nв - частота вращения приводного (выходного) вала;

uобщ=( )ожидаемое общее передаточное число привода.

1) Величину nв (мин-1) определяют в соответствии с исходными данными задания

175 мин-1 (1.5)

2) Величину uобщ определяют в зависимости от передаточных чисел передач, которые входят в кинематическую схему привода.

uобщ = uоп· uц.б.. (1.6)

где uоп. - передаточное число открытой передачи редуктора; uц.б - передаточное число передачи редуктора.

=1·1,5=3,75

=1·4=20

Требуемая частота вращения вала электродвигателя

=175·3,75=656,25 мин-1

=175·20=3500 мин-1

Выбор электродвигателя

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуют применять трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели. Эти двигатели наиболее универсальны и надежны в эксплуатации.

Электродвигатель выбирают с учетом условий:

1) РэРэ.т

Мощность ближайшего двигателя оказалась Рэ=7,5кВт>Рэ.т = 6,51 кВт.

По диапазону требуемой частоты вращения nэ.т. =(656,25...3500) мин-1 подходят несколько двигателей. Предварительно выбираем два наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу:

Таблица 1.1- Технические данные электродвигателей

1.2 Определяем передаточные числа передач привода:

1.2.1 Общее передаточное число привода для выбранных электродвигателей:

uобщ=nэ/ nв=1440/35,28=8,23 (1.7)

uобщ=nэ/ nв=960/175 =5,49

1.2.2 Определяем передаточное число редуктора :

Таблица 1.2 - Таблица для выбора электродвигателей

1.2.3 Определяем передаточные числа иТ ступени редуктора.

Оптимальное значение при

Uред.= uобщ / uоп =5,49

Расчетные значения uТ, округляем до ближайшего стандартного (по значению передаточных чисел одноступенчатых редукторов) - uТ =5,6.

1.2.4 С учетом принятых значений uТ уточняем передаточное число

Д.= (uред - uобщ)*100% / uред =(5.6-5,49)* 100%/5,6=1.9%. (1.8)

Таблица 1.3 - Результаты расчета передаточных чисел передач

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода:

1.3.1 Частота вращения

1) вал электродвигателя: nэ = 960 мин-1

2) быстроходный вал редуктора: nБ = nэ / uм. = 960,00/1,00 =960 мин-1

3) тихоходный вал редуктора: nт = nБ / uт. = 960 / 5,6 = 171,43 мин-1

4) вал машины (приводной вал): nВ = nТ /U о.п. =171,43/1,00= 171,43 мин-1

Полученное значение частоты nВ = 171,43 мин-1 практически совпадает

с величиной nВ = 175 мин-1, которую определяли выше по исходным данным.

1.3.2 Мощность

1) вал электродвигателя: Pэ = 6,51кВт

2) быстроходный вал редуктора: PБ = Pэ ·м = 6,51 · 0,99 = 6,44 кВт

3) тихоходный вал редуктора :PТ = PБ ·ц.б. = 6,44 · 0,97 = 6,12 кВт

4) вал машины (приводной вал): PВ = PТ ·м.т ·оп . = 6,12 · 0,99·0,99 =6,00 кВт

Полученное значение частоты PВ = 6,00 кВт совпадает с величиной PВ = 6,00 кВт, которую определяли выше по исходным данным.

1.3.3 Угловые скорости вращения валов

1) вал электродвигателя: 3,14*960,00/30=100,48 1/с

2) быстроходный вал редуктора: 3,14*960/30=100,48 1/с

3) тихоходный вал редуктора :3,14*171,43/30=17,94 1/с

4) вал машины (приводной вал): 3,14*171,43/30=23 1/с

1.3.4 Вращающие моменты:

1) вал электродвигателя: 6,51*1000/100,48 =64,79 Н·м

2)быстроходный вал редуктора: 6,44*1000/100,48 =64,09 Н·м

3) тихоходный вал редуктора: 6,12*1000/17,94 .. _= 341,14 Н·м

4) вал машины : 6,00 *1000/23 =334,35Н·м

Таблица 1.4 - Расчетные нагрузки на валах привода

2. Расчет зубчатой конической передачи

2.1 Исходные данные

Исходные данные для расчета передачи определяем на основе технического задания и

результатов кинематические расчета привода.

Кинематические и силовые параметры

а) передаточное число u=5,6;

б) частота вращения шестерни n1=nБ = 960 мин-1;

в) вращающий момент шестерни Т1=ТБ= 64,09 Нм

Сведения о передаче: с прямым зубом.

Срок службы (долговечность) Lh в часах:

Lh = 10000

Режим работы: средний.

2.2 Выбор материала и твердости колёс

Согласно рекомендациям для прямозубой передачи при заданном объёме производства и вращающем моменте выбираем вариант материала колес передачи:

2.3 Проектировочный расчет

2.3.1 Ориентировочное значение диаметра внешней делительной окружности колеса

30*3 64,09*5,62 /0.85 =399,67 мм

где Т1 - вращающий момент шестерни, Нм;

u - передаточное число;

К - коэффициент, значение которого выбираем (при твердости колес Н1?350HB, Н2?350HB): К=30;

- коэффициент для передач с прямым зубом. Его значение принимают = 0.85.

2.3.2.Расчет окружной скорости передачи :

3,14*0,857*399,67*960 / 60000*5,6 = 3,07м/с

где - частота вращения шестерни, мин-1;

Степень точности принимаем nст=8.

2.3.3 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения Н

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

Пределы контактной выносливости колес передачи :

уН lim1 = 2*HHB+70 =2*285+70 = 640 МПа

уН lim2 = 2*HHB+70 =2*250+70 = 570 МПа

Коэффициенты запаса прочности : SH1= SH2 = 1,1

Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

базовое число циклов напряжений: NHG1 = 23400000 ; NHG2 =17100000

эквивалентное число циклов нагружения колес передачи:

действительное число нагружений

=60*960*1*10000=576000000

=576000000/5,6=102857142,9

NHE1=60n1cLhм =60960110000 ·0,18 =103680000

где с - число вхождений зубьев колеса в зацепление за оборот, с = 1; м- коэффициент эквивалентности.

NHE2= NHE1/ u= 103680000 / 5,6= 18514285,71

Коэффициенты долговечности:

0,78

0,99

Примем Zn1= 1 Zn2= 1

Коэффициенты шероховатости: zR1 = zR2 = 0,95.

Коэффициенты окружной скорости: zV1 = zV2, = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

640 * 1 *0,95* 1,065 / 1,1= 552,73МПа;

570 *1 * 0,95*1 / 1,1 = 492,27МПа

Для расчета передачи принимаем []H =492,27 МПа.

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

Пределы выносливости зубьев колес при изгибе: []Flim1=498,75 МПа; []Flim2=437,5 МПа

Коэффициенты запаса прочности: SF1=1,75; SF,2=1,75;

Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

показатели степени кривой усталости: q =6; q =6;

эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

576000000*0,065=37440000циклов

102857142,9*0,065= 6685714,29циклов

0,7

0,9

Принимаем:YN1=1,YN2=1

Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем YR1,2=1 (полагаем, что Rz< 40 мкм).

Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Ya = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

498,75*1*1*1 /1,75 =285МПа

437,5*1*1*1 / 1,75 =250МПа

2.4 Внешний делительный диаметр колеса

Для расчета делительного диаметра колеса определяем:

Коэффициент внутренней динамики нагружения :

KHV= 1,15

Коэффициент ширины венца:

= 0,166*5,62 +1 =0,944

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в

начальный период работы K 0 Hв = 1,04 (для консольно расположенной шестерни, с

твердостью 350 HB , коэффициентом ширины венца =0,944)

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки для колес с прямым зубом:

= =1,04

Внешний делительный диаметр колеса по формуле :

387,02 мм

Расчетное значение округляем , принимаем = 390 мм

2.5 Модуль зубчатых колес

Для расчета внешнего торцового модуля определяем:

Коэффициент для колес:

Коэффициент внутренней динамики нагружения

=1,12

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

KFв = 0,18 + 0,82 * K 0 HB = 0.18+0.82*1,12=1,18

Предварительное значение внешнего конусного расстояния:

198,085 мм

Ширина зубчатого венца колеса:

198,085=56,45 мм

Расчетное значение b округляем , принимаем b=56мм

Внешний торцовый модуль :

14000*1,12*1,18*64,09*5,6 / 390*56*250*0,85=1,43

Округляем , до =1,5 мм

2.6 Определение основных размеров передачи

Число зубьев колес

Число зубьев шестерни и колеса конической передачи: