Цель работы
1.1 Приобрести навыки проектирования привода общего назначения
1.2 Изучить методику расчета электропривода
1.3 Изучить порядок и правила сборки редуктора
1.4 Ознакомиться со способом расчета клиноременной и червячной передачи
Порядок выполнения работы
2.1 В настоящей работе производится расчёт и проектирования привода общего назначения, кинематическая схема которого представлена на рис. 1. Привод состоит из электродвигателя 1, который через клиноременную передачу 2, соединяется с одноступенчатым червячным редуктором 3. Данный привод обеспечивает снижение частоты вращения выходного вала и увеличения крутящего момента на нём. Привод может использоваться для самых различных целей, где необходимы высокие крутящие моменты на исполнительном механизме в сочетании с низкими скоростями перемещения: ленточные транспортёры, подъёмно-транспортные устройства и т. п.
Рис. 1. Кинематическая схема привода
2.2 Привод должен обеспечивать следующие технические характеристики: (данные для каждого варианта в ПРИЛОЖЕНИИ А)
Мощность на выходном валу Pвых =____кВт;
Частота вращения выходного вала nвых =_____мин-1;
Угол наклона ремённой передачи к горизонту ___°;
Параметры циклограммы (рис. 2): = ____; = ___; =____; * =___
Рис. 2. Циклограмма работы привода
2.3 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода
Требуемая мощность электродвигателя составит
Выбираем асинхронный электродвигатель марки __________ со следующими характеристиками:
Номинальная мощность электродвигателя Pдв = ____ кВт;
Коэффициент скольжения s=________ %;
Синхронная частота вращения электродвигателя nc = _____ мин–1;
Номинальная частота вращения электродвигателя nном = _______ мин–1.
Расчёт угловых скоростей вращения при известной частоте вращения производим по формуле:
Угловая скорость выходного вала III тогда составит
а вала электродвигателя I –
Общее передаточное отношение привода получится равным:
Для дальнейшего проектирования необходимо произвести распределение передаточного отношения между ремённой передачей и редуктором. Назначаем передаточное отношение редуктора равным iред = ___ [1]. Тогда передаточное отношение ремённой передачи составит:
что укладывается в рекомендуемый для ремённых передач диапазон.
В результате имеем следующие частоту вращения вала привода:
2.4 Расчёт клиноремённой передачи
Для передачи крутящего момента от электродвигателя к редуктору в проектируемом приводе используется клиноремённая передача. Исходя из номограммы условий работы ремня выбираем тип сечения. Крутящий момент на ведущем шкиву:
Диаметр ведущего шкива рассчитываем по формуле:
Принимаем диаметр шкива равным d 1 = ____ мм.
Диаметр ведомого шкива рассчитывается по выражению:
где – коэффициент проскальзывания ремня ()
Выбираем диаметр ведомого вала равным d 2=____мм и уточняем передаточное отношение ремённой передачи:
Угловая частота вала II составит
= |
Минимальная величина межосевого расстояния:
a min = 0,55·(d 1 + d 2) + T 0 = |
где T 0 – высота сечения ремня для выбранного типа сечения [ПРИЛОЖЕНИЕ А].
Максимальная величина межосевого расстояния:
a max = d 1 + d 2 = |
Принимаем величину рабочего межосевого расстояния aр= __ мм. Расчётная длина ремня составляет:
Принимаем величину длины ремня из стандартного ряда по ГОСТ 1284.1-80 равной L= ______ мм. Уточняем значение межосевого расстояния по формуле
где w = 0,5· ·(d 1 + d 2) = ___________________ мм;
y = (d 2 – d 1)2 = _______________мм2.
В результате имеем: _______мм.
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01· L =_____ мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность его увеличения на 0,025· L =________ мм для увеличения натяжения ремней.
2.5 Произведём расчёт силовых характеристик ремённой передачи. Угол обхвата меньшего шкива составит:
Необходимое число ремней в передаче вычисляется по выражению
где P 0 – мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, P 0 = ____ кВт; CL – коэффициент, учитывающий влияние дины ремня, CL =____; CP – коэффициент режима работы, CP =____ (легкий режим); – коэффициент, учитывающий угол обхвата, =___; Cz – коэффициент, учитывающий число ремней, Cz =_____.
Принимаем число ремней равное z= ______[ПРИЛОЖЕНИЕ В]
Предварительное натяжение ветвей клинового ремня
где v – окружная скорость ведущего шкива, v= · d 1/2=__________ м/с; – коэффициент, учитывающий центробежную силу, =______ Н·с2/м2. [ПРИЛОЖЕНИЕ В]
Сила действующая на валы:
Fв = 2· F 0· z ·sin( /2) = |
Ширина обода шкива находится по формуле:
Bш= (z –1)· e + 2 f = |
где e =____ мм, f =____ – размеры канавок [ПРИЛОЖЕНИЕ В].
2.6 Расчёт червячной передачи
Выбираем червячную передачу с двузаходным червяком z 1 = ____. Число зубьев колеса соответственно будет равным:
z 2 = z 1 iред = |
Для длительно работающих передач используются червяки с твердостью HRC > 45. В качестве материала червяка применяем закалённую сталь 45. Выбор материала колеса зависит от скорости скольжения, которую оцениваем по формуле:
где T 2 = Pвых/ = _____________ – крутящий момент передаваемый колесом.
Исходя из рекомендаций материалом венца червячного колеса можно выбрать латунь марки Л66А6Ж3Мц2 со следующими прочностными характеристиками: σ в =500 МПа, σ т =330 МПа, [σ н ]=275–25· vc = 205 МПа.
Общий срок службы определяем по выражению:
= 365·24· L· · Kсут·Kгод = ____________________________________
где L – число часов в смене; Kсут – коэффициент, учитывающий ежедневное обслуживание передачи и перерывы; Kгод –коэффициент, учитывающий перерывы в работе течении года.
На основании полученных предварительных данных производим определение основных геометрических характеристик червячной передачи, необходимых для её последующего конструирования и проверочного расчёта, что представлено в табл. 1.
Таблица 1
Параметр | Расчётная формула | Расчёт |
1. Делительный диаметр червяка | d 1=8 m | |
2. Делительный диаметр червячного колеса | d 2= mz 2 | |
3. Диаметр вершин витков червяка | da 1= d 1+2 m | |
4. Диаметр впадин витков червяка | df 1= d 1–2,4 m | |
5. Длина нарезной части червяка | b 1³(11+0,06 z 2) m | |
6. Диаметр впадин зубьев колеса | df 2 = m (z 2–2,4+2 x) |
Определяем окружные скорости на червяке и колесе:
v 1 = 0,5· · d 1·10–3 = | |
v 2 = 0,5· · d 2·10–3 = |
Скорость скольжения:
v 3 = v 1/cos = |
Исходя из найденных скоростей назначаем степень точности червячной передачи. Уточняем КПД передачи по формуле:
где = 3°50’ – приведённый угол трения.
Находим силы, действующие в зацеплении:
– окружная на колесе, осевая на червяке: ____________________Н;
– окружная на червяке, осевая на колесе: ___________________Н;
– радиальные силы: _________________________________Н.
Расчётные контактные напряжения в зацеплении:
где K =1 – коэффициент нагрузки.
Полученное значение контактных напряжений меньше допускаемого значения, что обеспечит правильную работу редуктора по этому критерию. Для надёжной работы необходимо произвести проверку зубьев на изгиб. Максимальные изгибающие напряжения в зубе рассчитываем по формуле:
где YF – коэффициент формы зуба, который определяется по эквивалентному числу зубьев колеса zv 2= z 2/ =_____________ Þ YF = ___________; ζ – коэффициент, учитывающий износ зубьев, ζ =1.
-ширина зубца, -межосевое расстояние.
Полученное значение изгибающих напряжений меньше допускаемого, то есть передача требованиям прочности удовлетворяет. Произведём проверку зубьев колеса при кратковременных перегрузках. Соответствующие напряжения будут равны:
Таким образом, выбранные геометрические параметры червячной передачи (не)удовлетворяют всем условиям прочности.