Файл: Кинематическая схема машинного агрегата.doc

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.2 Срок службы приводного устройства

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 формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 6 лет – срок службы привода;

К_Г – коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 – число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов – продолжительность смены

L_c = 1 – число смен

К_с = 1 – коэффициент сменного использования.

L_h = 365·6·0,82·8·1·1 = 14366 часов

Рабочий ресурс принимаем 15000 часов

Таблица 1.1

Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	6	1	8	15000	С малыми колебаниями	Реверсивный

2. 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]

4. Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1

Выбор 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 барабана

n_рм = 6·10⁴v/(πD) = 6·10⁴·0,9/(π200) = 86 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ – частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/5

Таблица 2.2

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	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/с

n₂ = n₁/u₁ =950/2,21=430 об/мин ₂=430π/30 = 45,0 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =430/5,0 = 86 об/мин ₃= 86π/30 = 9,0 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = πDn₃/6·10⁴ = π·200·86/6·10⁴ = 0,90 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 6%


Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 1,59 кВт

P₂ = P_трη_о.пη_пк = 1,59·0,97·0,995 = 1,53 кВт

P₃ = P₂η_з.пη_пк = 1,53·0,97·0,995 = 1,48 кВт

P_рв = P₃η_мη_пс = 1,48·0,98·0,99 = 1,44 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 1590/99,5 = 16,0 Н·м

Т₂ = 1530/45,0 = 34,0 Н·м

Т₃ = 1480/9,0 = 164,4 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 2.3

Силовые 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 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_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	Dпред	Термоо-бработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			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_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.



принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.

Модуль зацепления

m > 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 колеса

b₂ = 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 передачи

Угол наклона зуба

β_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·1,5/50) = 6,70°

Принимаем β = 10°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosβ/m

z_c = 2·125cos10°/1,5 = 165

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 165/(5,0 +1) = 28
Число 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 диаметры

d₁ = mz₁/cosβ = 1,5·28/0,9900 = 42,42 мм,

d₂ = mz₂/cosβ = 1,5·137/0,9900 = 207,58 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 42,42+2·1,5 = 45,42 мм

d_a2 = d₂+2m =207,58+2·1,5 = 210,58 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2,4m = 42,42 – 2,4·1,5 = 38,82 мм

d_f2 = d₂ – 2,4m = 207,58 – 2,4·1,5 = 203,98 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,40·125 = 50 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3÷5) = 50 + (3÷5) = 54 мм

Окружная скорость

v = ω₂d₂/2000 = 9,0·207,58/2000 = 0,93 м/с

Принимаем 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 расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (42,42+207,58)/2 = 125 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 45,42+6 = 51,42 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 – для косозубых колес [1c.64],

К_Нα = 1,06 – для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,02 – коэффициент динамической нагрузки [1c.65].

---