Файл: Кинематическая схема машинного агрегата.doc

Привод к ленточному транспортеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в две смены по 8 часов, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный.Срок службы привода определяется по формулеL_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_cгде L_Г = 6 лет – срок службы привода;К_Г – коэффициент годового использования;К_Г = 300/365 = 0,82где 300 – число рабочих дней в году;t_c = 8 часов – продолжительность сменыL_c = 1 – число сменК_с = 1 – коэффициент сменного использования.L_h = 365·6·0,82·8·1·1 = 14366 часовРабочий ресурс принимаем 15000 часовТаблица 1.1Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	L_г	L_с	t_с	L_h	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	1	8	15000	С малыми колебаниями	Реверсивный

Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности.

Требуемая мощность рабочей машины Р_рм = Fv = 1,6·0,9 = 1,44кВт

2.2 Общий коэффициент полезного действия

η = η_мη_з.пη_пк²η_о.пη_пс,где η_м= 0,98 – КПД муфты [1c.40],η_з.п = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи,η_о.п = 0,97 – КПД открытой цепной передачи,η_пк= 0,995 – КПД пары подшипников качения, η_пс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения.η = 0,98·0,97·0,995²·0,97·0,99 = 0,904.

2.3 Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм

/η = 1,44/0,904 =1,59 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 2,2 кВт [1c. 41]

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.Таблица 2.1Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4АМ80В	2,2	3000	2850
2	4AМ90L	2,2	1500	1425
3	4AМ100L	2,2	1000	950
4	4AV112M	2,2	750	700

Частота вращения барабанаn_рм= 6·10⁴v/(πD) = 6·10⁴·0,9/(π200) = 86 об/минОбщее передаточное число приводаu = n₁/n_рмгде n₁ – частота вращения вала электродвигателя.Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачиu₂ = u/u₁ = u/5 Таблица 2.2Передаточное число

Передаточное число	Варианты
Передаточное число	1	2	3	4
Привода	33,14	16,57	11,05	8,14
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	6,63	3,31	2,21	1,63

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 3, так как только в этом случае передаточное число клиноременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2÷3).

2.5 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:n₁ = n_дв = 950 об/мин ₁ =950π/30 =99,5 рад/сn₂ = n₁/u₁ =950/2,21=430 об/мин ₂=430π/30 = 45,0 рад/сn₃ = n₂/u₂ =430/5,0 = 86 об/мин ₃= 86π/30 = 9,0 рад/сФактическое значение скорости вращения рабочего валаv = πDn₃/6·10⁴ = π·200·86/6·10⁴ = 0,90 м/сОтклонение фактического значения от заданного δ = 0 < 6%Мощности передаваемые валами:P₁ = P_тр = 1,59 кВтP₂ = P_трη_о.пη_пк = 1,59·0,97·0,995 = 1,53 кВтP₃ = P₂η_з.пη_пк = 1,53·0,97·0,995 = 1,48 кВтP_рв = P₃η_мη_пс = 1,48·0,98·0,99 = 1,44 кВтКрутящие моменты:Т₁ = P₁/₁ = 1590/99,5 = 16,0 Н·мТ₂ = 1530/45,0 = 34,0 Н·мТ₃ = 1480/9,0 = 164,4 Н·мРезультаты расчетов сводим в таблицуТаблица 2.3Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	950	99,5	1,59	16,0
Ведущий вал редуктора	430	45,0	1,53	34,0
Ведомый вал редуктора	86	9,0	1,48	164,4
Рабочий вал	86	9,0	1,44	160

3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.Средняя твердость зубьев:НВ_1ср = (235+262)/2 = 248НВ_2ср = (179+207)/2 = 193Допускаемые контактные напряжения:[σ]_H = K_HL[σ]_H₀,где K_HL – коэффициент долговечностиK_HL = (N_H0/N)^1/6,где N_H₀= 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·9,0·15·10³ = 7,74·10⁷.

Так как N > N_H₀, то К_HL = 1.

[σ]_H₁= 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H₂= 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H₁+[σ]_H₂) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F₀,

где K_FL – коэффициент долговечности

Так как N > N_F₀ = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F₀₁= 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F₀₂= 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F₁ = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F₂ = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	D_пред	Термоо-бработка	НВ_ср	σ_в	σ_-1	[σ]_Н	[σ]_F
Элемент передачи	Марка стали	S_пред	Термоо-бработка	НВ_ср	Н/мм²
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние ,где К_а = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],ψ_ba = 0,40 – коэффициент ширины колеса,К_Н_β = 1,0 – для прирабатывающихся колес.принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.Модуль зацепленияm > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),где K_m = 5,8 – для косозубых колес,d₂ – делительный диаметр колеса,d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·125·5,0/(5,0 +1) = 208 мм,

b₂ – ширина колесаb₂= ψ_baa_w = 0,40·125 = 50 мм.m > 2·5,8·164,4·10³/(208·50·199) = 0,92 мм,принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 1,5 мм.Основные геометрические размеры передачиУгол наклона зубаβ_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·1,5/50) = 6,70°Принимаем β = 10° Суммарное число зубьев:z_c = 2a_wcosβ/mz_c = 2·125cos10°/1,5 = 165Число зубьев шестерни:z₁ = z_c/(u+1) = 165/(5,0 +1) = 28Число зубьев колеса:z₂ = z_c–z₁ = 165 – 28 = 137;уточняем передаточное отношение: Отклонение фактического значения от номинального меньше допустимого 4%Действительное значение угла наклона:cos = z_cm/(2a_W)= 1651,5/(2125) = 0,9900   = 9,01°Фактическое межосевое расстояние:a_w = (z₁+z₂)m/(2cosβ) = (28+137)·1,5/(2cos 9,01°) = 125 мм.делительные диаметрыd₁ = mz₁/cosβ = 1,5·28/0,9900 = 42,42 мм,d₂ = mz₂/cosβ = 1,5·137/0,9900 = 207,58 мм,диаметры выступовd_a₁ = d₁+2m = 42,42+2·1,5 = 45,42 мм d_a₂ = d₂+2m =207,58+2·1,5 = 210,58 ммдиаметры впадинd_f₁ = d₁– 2,4m = 42,42 – 2,4·1,5 = 38,82 ммd_f₂ = d₂– 2,4m = 207,58 – 2,4·1,5 = 203,98 ммширина колесаb₂ = _baa_w = 0,40·125 = 50 ммширина шестерниb₁ = b₂ + (3÷5) = 50 + (3÷5) = 54 ммОкружная скоростьv = ω₂d₂/2000 = 9,0·207,58/2000 = 0,93 м/сПринимаем 8-ую степень точности.Силы действующие в зацеплении - окружная F_t = 2T₁/d₁ = 2·34,0·10³/42,42 = 1603 H- радиальная F_r = F_ttg/cosβ = 1603tg20º/0,9900 = 526 H- осевая сила:F_a = F_ttg = 1603tg 9,01° = 228 Н.Проверка межосевого расстоянияа_w = (d₁+d₂)/2 = (42,42+207,58)/2 = 125 ммПроверка пригодности заготовокD_заг = d_a₁+6 = 45,42+6 = 51,42 ммУсловие D_заг < D_пред = 125 мм выполняетсяДля колеса размеры заготовки не лимитируютсяРасчетное контактное напряжение ,где К = 376 – для косозубых колес [1c.64],К_Н_α = 1,06 – для косозубых колес,К_Н_β = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,К_Н_v = 1,02 – коэффициент динамической нагрузки [1c.65].