Силовий розрахунок приводу

Вступ

Першою задачею розрахунково-графічної роботи є за заданою кінематичною схемою та параметрами визначити потужність та частоту обертання двигуна, передатне число привода т його ступенів силові та кінематичні параметри привода.

Другою задачею розрахунково-графічної роботи є за розрахованими кінематичними та силовими характеристиками першого ступеня привода виконати проектний та перевірений розрахунок клинопасової передачі та розробка конструкції веденого шківа.

Спроектований механізм можна використовувати для побудови конвеєрів, транспортних стрічок тощо.

Особливістю даного механізму є використання в ньому двох різних типів передач. Досягнення оптимального співвідношення між ними дає можливість отримати велике передаточне число.

Розрахунки

3.1 Визначення потужності та частоти обертання електродвигуна

Метою розрахунку є визначення потужності електродвигуна, необхідної для подолання як корисного навантаження, так і внутрішнього опору в еле­ментах приводу.

3.1.1 Визначаємо потужність Р_вих на виході приводу, кВт:

3.1.2 Визначаємо ККД приводу:

де — ККД пасової передачі; — КПД зубчастої передачі; ^_ ККД муфти; ^_ ККД однієї пари підшипників; n — кількість пар підшипників (валів) в приводі.

По табл. 1 приймаємо: = 0,95; = 0,93; = 0,98; = 0,99.

Відповідно до заданної кинематичної схеми приводу, n = 2.

Знаходимо:

= 0,95 • 0,93 • 0,98 • 0,99² = 0,85

3.1.3 Визначаємо потужність, що споживається від електродвигуна, кВт:

Таблиця 12: Варіанти привідних електродвигунів з Р_ном = 3 кВт

3.1.4. Обираємо двигун за потрібного потужністю. Значення номінальної потужності Р_ном з табл. 2 приймаємо 3,0 кВт. Розглянемо можливість вико­ристання 4-х електродвигунів вказаної номінальної потужності з різною частотою обертання (табл. 12)

Тип двигуна	nсинхр, об/хВ	nном, Об/хв
4АМ90L2УЗ
4АМ100S4УЗ
4АМ112МA6УЗ
4АМ 112MB8УЗ

3.2 Визначення передатного числа приводу та його ступенів. Ви­бір електродвигуна за частотою обертання

Вихідні дані: швидкість V на виході приводу та номінальні частоти обер­тання електродвигунів, що задовольняють вимогам по потужності.

3.2.1 Визначимо частоту обертання вихідного вала привода:

Де —швидкість стрічки, м/с; — діаметр барабана, мм.

3.2.2 Визначаємо передатне число привода для всіх прийнятних типів двигунів

3.2.3 Визначаємо передатні числа ступенів приводу:

= 30.4 ≈ 4 • 7.1 = 28.4;

= 15.36 ≈ 2 • 7.1 = 14.2;

= 10.22 ≈ 2 • 5 = 10;

= 7.49 ≈ 2.5 • 3.15 = 7.88.

(На першій позиції передатне число клинопасової передачі, на другій зуб­частого редуктора.)

Розбивання передатного числа приводу повинно забезпечити компактність кожного ступеня передачі та співрозмірність її елементів. Окрім того, слід врахувати, що електродвигуни з синхронною частотою обертання 3000 об/хв мають знижений ресурс, а двигуни із синхронною частотою 750 об/хв мають значну масу та габарити. Виходячи з вказаних міркувань, найбільш прийня­тним видається наступний варіант:

= 7.88 = 2.5 • 3.15

Остаточно зупинимо свій вибір на двигуні 4АМ 112MB8УЗ із синхронною частотою обертання 750 об/хв та n_ном = 700 об/хв. Тоді

u = 7.88; u_рп = 2.5; u_зп = 3.15.

Силовий розрахунок приводу

Метою силового розрахунку є визначення обертальних моментів на ва­лах.

3.3.1 Визначаємо обертальний момент на валу електродвигуна (Н • м):

Тд = 9550 = 9550 = 37.52 Н • м

де Рсп — потужність, що споживається приводом від електродвигуна, кВт; n_д - частота обертання двигуна з урахуванням ковзання, об/хв.

3.3.2 Визначаємо обертальний момент на швидкохідному валі редуктора:

Т_б = = 37.52 • 2.5 • 0,95 • 0,98 = 87.33 Н • м,

де Т_д — обертальний момент на валі електродвигуна; — передатне число клинопасової передачі; ^_ККД клинопасової передачі; ^_ ККД муфти.

3.3.3 Визначаємо обертальний момент на тихохідному валі редуктора:

Т_т = = 87.33 • 3.15• 0,93 = 255,83 Н • м,

де Т_б ^_ обертальний момент на швидкохідному валі; - передатне число зубчастого редуктора; ^_ ККД зубчастого редуктора.

3.4 Проектний розрахунок клинопасової передачі

Вихідні дані для розрахунку: потужність, що передається ведучим шкі­вом, Р₁ = 3 кВт; частота обертання ведучого шківа n₁ = 700 хв^-1; попереднє значення передатного числа клинопасової передачі u’ = 2.5. Характер наван­таження та термін експлуатації лип. завдання.

3.4.1. 3 урахуванням потужності, що передається, та частоти обертан­ня ведучого шківа обираємо переріз паса А за номограмою ГОСТ 1284.3-80 (рис. 4.2).

За ГОСТ 1284.1-80 (табл. 3, рис. 2.3) знаходимо розміри обраного пере­різу, виконуємо його ескіз, а також виписуємо інші параметри та характери­стики.

3.4.2 Для прийнятого перерізу паса визначаємо діаметр d₁ ведучого шкі­ва. По табл. 4 з ряду рекомендованих значень діаметрів приймаємо d₁= 100 мм.

3.4.3 Визначаємо колову швидкість (м/с) та порівнюємо її із припусти­мою для даного типу паса

де d₁— діаметр ведучого шківа, мм; n₁ — частота його обертання, хв^-1.

3.4.4 Визначаємо орієнтовно діаметр веденого шківа (мм). Коефіцієнт пружного ковзання приймаємо рівним ξ = 0,015:

де u' = 2.5 — попереднє значення передатного відношення пасової передачі (відповідно до вихідних даних).

За ГОСТ 20898-75 приймаємо рекомендоване значення, найближче до розрахункового: = 315 мм.

3.4.5 Уточнюємо передатне число

3.4.6 Визначаємо відносну похибку передаточного числа.

2.4.7 Визначаємо фактичну частоту обертання веденого вала:

3.4.8 Визначаємо орієнтовно міжосьову відстань: За табл. 5 приймаємо = 1.

При цьому повинна виконуватись умова:

Де h - висота взятого перерізу паса. Для взятого перерізу А за табл. З h = 8 мм. Маємо:

Необхідна умова виконується.

3.4.9 Визначаємо розрахункову довжину паса (мм):

Розрахункове значення округюємо до найближчого стандартного L згі­дно ГОСТ 1284.1-80. Приймаємо L = 1400 мм.

3.4.10 Визначаємо число пробігів паса (с-1)

де L — стандартне значення довжини паса, м.

3.4.11 Уточнюємо міжосьову відстань відповідно до прийнятої довжини

паса мм:

= 315 мм

3.4.11 Визначаємо кут охоплення ведучого шківа:

3.4.12 Визначаємо потрібну кількість пасів:

де Р₁ = 2,75 кВт — потужність на ведучому валі; = 1,05 кВт —лопустна ма­ксимальна потужність для одного клинового паса в залежності від перерізу, діаметра ведучого шківа та колової швидкості V (табл. 6); = 1 — коефіцієнт динамічності та режиму роботи передачі (табл. 7); = 0,89; ко­ефіцієнт кута охоплення (табл. 9 — Интерпольовано для фактичного значення кута); = 0,9 — коефіцієнт, що враховує вплив па довговічність ширини паса (табл. 8); = 0,9 - коефіцієнт, що враховує кількість пасів в компле­кті клинопасової передачі (табл. 10).

Приймаємо = 5 пасів.

3.5 Визначення сил, напружень та розрахункової довговічності

3.5.1 Визначаємо колову силу (Н):

де Р1 — потужність, що передається ведучим шківом, кВт; V — колова швид­кість, м/с.

Визначаємо силу попереднього натяжіння паса (Н):

де , V, Cp, , z визначені раніше; q = 0,10кг/м— маса одного метра паса (по табл. 3).

3.5.2 Знаходимо сили, що діють на вал і підшипники:

де — кут охоплення пасом ведучого шківа.

3.5.3 Визначаємо напруження на ведучій гілці паса (МПа):

де — напруження від початкового натяжіння паса; для клинових пасів при­ймають = 1,2 МПа; z — прийнята кількість пасів; A — площа перерізу паса (див. табл. 3).

3.5.4 Визначимо напруження згину в пасі на дузі охоплення ведучого шківа (МПа):

де E — модуль пружності; приймаємо рівним 80 МПа; у₀ = 2,8 мм — відстань від нейтральної лінії до найбільш напружених волокнин (згідно табл. 3).

3.5.5 Визначаємо напруження в пасі, що викликані дією відцентрових

сил:

де — густина матеріалу паса; приймаємо 1250 кг/м³; V - колова швидкість

паса, м/с.

3.5.6. Знаходимо максимальні напруження в найбільш навантаженому пе­рерізі паса в місці його набігання на ведучий шків:

4.1.1 Визначаємо довговічність (в годинах)

’

д_Є —межа втоми (приймаємо 10МПа); n = 8 для клинових пасів; С_и =

1.7 — коефіцієнт, що враховує вплив передатного числа (табл. 11); Сн = 1,2 — коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження; — максимальне напруження в ведучій гілці паса, МПа; U — число пробігів паса в секунду.

Приймаючи число робочих днів на місяць 24 і враховуючи однозмінний режим роботи при тривалості зміни 8 годин, отримаємо термін експлуатації що відповідає ресурсу, визначеному в технічному завданні.

3.6 Орієнтовний розрахунок валів привода

Визначимо діаметр валів в характерних перерізах з умови міцності на кручення за формулою:

Де Т – обертальний (крутний) момент, , що був визначений на етапі силового розрахунку привода. - допустиме напруження на кручення, МПа.

Зупинимось на стандартному значенні 20 см.

Зупинимось на стандартному значенні 25 см.

Зупинимось на стандартному значенні 32 см.

3.7 Конструювання шківа пасової передачі

Оскільки колова швидкість паса 4,6 м/с < 30 м/с, шківи можна виготовити з чавуну СЧ 15. Зовнішній діаметр шківа розрахуємо за формулою

,

візьмемо з таблиці 13.

Діаметр ведучого шківа = 125 + 2*3,3 = 131,6 мм

Діаметр веденого шківа = 315 + 2*3,3 = 321,6 мм

Відстань між центрами канавок для пасів (е), ширину шківа (М), мінімальну глибину канавок (Н), відстань від краю шківа до центру найближчої канавки (f), радіуси закруглень країв канавок (r) та ширину самих канавок (b) візьмемо з таблиці 13:

М = 80 мм; H = 12,5 мм; e = 15 мм; f = 10 мм; r = 1 мм; b = 13,1 мм.

4. Література

Дата добавления: 2015-11-14