Рычажный механизм

Содержание

 

 

 

 

 

Кинематическая схема.

 

 

 3 F_t

 1 4 5

 D_б

 2

1. Электродвигатель
2. Ременная передача
3. Конический редуктор
4. Муфта
5. Барабан

 

 

 

Тяговая сила F=3 кН

Скорость движения ленты V=1 м/с

Диаметр барабана D=450 мм

Срок службы привода, лет L_r=7 лет

Коэффициент годового использования K_r=0,5

Коэффициент суточного использования K_c=0,3

1. Кинематический расчет привода.

1. Выбор мощности двигателя.

1.1.1 Мощность на выходе привода: P_выхода=F·v=3·1=3 кВт

1.1.2 КПД привода:

h=h_{рем.пер}·h_{кон.пер}·h_муфты·h_{подшип.}=0.96·0.96·0.98·0.99=0.89

        h_{рем.пер}=0.96 – КПД ременной передачи табл.2.2 [1] с.43

        h_{кон.пер}=0.96 – КПД конической передачи табл.2.2 [1] с.43

        h_муфты=0.98 – КПД муфты табл.2.2 [1] с.43

        h_{подшип.}=0.99 – КПД подшипниковых опор табл.2.2 [1] с.43

1.1.3 Требуемая мощность двигателя:

1.1.4 Частота вращения на выходе

n_выхода=v·60/(D·p)=1·60/(0,450·3,14)=42,46 об/мин

1.1.5 Требуемая  частота вращения вала электродвигателя  (об/мин) ([1], с. 5):

n_э.тр. = n_в∙U_ред∙U_р.п = 42,46·4∙2,7 =458,568 об / мин,

где U_ред, U_р.п - ориентировочно принятые передаточные числа редуктора и ременной передачи соответственно ([1], с. 7, табл. 1.2).

По таблице 24.9 [2] выбираем электродвигатель 4АМ132S8У3 (P=4 кВт, n=720 об/мин)

1.2 Определение передаточных чисел

1.2.1 Общее передаточное число привода

1.2.2 Передаточное число ременной передачи принимаем

1.2.3 Передаточное число открытой передачи

1.3 Определение чисел оборотов валов.

1.3.1 вал двигателя n_{номинал}=720 об/мин

1.3.2 быстроходный вал редуктора n_бв=n_{номинал}/u_{рем.пер}=720/2,8=257.1 об/мин

1.3.3 тихоходный вал редуктора n_тв=n_бв/u_{кон.пер}=257.1/6.05=42.46 об/мин

4. вал привода n_{привода}=n_выхода=n_тв=42.46 об/мин

1.4 Определение вращающих моментов.

1.4.1 вал рабочей машины Т_вых=F_t·D/2=3·0.45/2=675 Н·м

1.4.2 тихоходный вал редуктора

T_тв=Т_вых/η_муфты=675/0.98=688.77 Н·м

1.4.3 быстроходный  вал редуктора T_бв=Т_тв/(η_{кон.пер}·η_подш·u_{кон.пер})=688.77/(0.96·0.99·6.05)=119.8 Н·м

1.4.4 вал двигателя

T_двиг=Т_бв/(η_{рем.пер}·u_{рем.пер})=119.8/(0.96·2,8)=44.6 Н·м

1.5 Срок службы приводного устройства

L_h=365∙L_r∙K_r ∙t_c∙L_c∙K_c =365∙24∙7∙0,5∙0,3=9198 ч

L_r – срок службы привода, лет – 7 лет

K_r – коэффициент годового использования – 0,5

K_c – коэффициент дневного использования  - 0,3

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет ременной передачи

2.1 Проектный расчет.

2.1.1 Выбор сечения  ремня

По таблице 5.4 [1] выбираем сечение Б, т.к. номинальная мощность P_ном=4 кВт, а частота вращения n=720 об/мин. 

2.1.2 Минимально допустимый диаметр ведущего шкива

      d_1min=125 мм

2.1.3 Расчетный  диаметр ведущего шкива

      d₁=140 мм

2.1.4 Диаметр  ведомого шкива

      d₂=u·d₁(1-e)=2,8·140(1-0.01)=388,08 мм

      где e - коэффициент скольжения

Округляем до стандартного  d₂=380 мм

2.1.5 Фактическое  передаточное число u_ф

;

2.1.6 Ориентировочное  межосевое расстояние a

а³0.55(d₁+d₂)+h=0.55·(140+380)+10,5=296,5 мм

2.1.7 Расчетная  длина ремня

 мм

Выбираем стандартную величину l=1600 мм

2.1.8 Уточнение межосевого расстояния

2.1.9 Угол обхвата  ремнем ведущего шкива

2.1.10 Скорость  ремня

 м/с

2.1.11 Частота  пробегов ремня 

U=v/l=5.27/1,6=3.3 с^-1

2.1.12 Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнем Н/мм²

Значения С_a; С_l; С_z; C_p из таблицы 5.2 [2]

С_a=0.91 - коэффициент угла обхвата α₁ на меньшем шкиве

С_l=0,89 - коэффициент влияния отношения расчетной длины

C_p=0.9 - коэффициент динамичности нагрузки

C_z=0.95 - коэффициент числа ремней

[P₀] из таблицы 5.5 [1] [P₀]=2,26 Н/мм²

[P_п]=[P₀]C_pС_aC_lC_z=2,26·0.9·0.91·0,89·0.95=1,56 Н/мм²

2.1.13 Число клиньев  поликлинового ремня

 z=P_ном/[P_п]=4/1,56=2,56

принимаем z=3

2.1.14 Сила предварительного  натяжения, 

 Н

2.1.15 Окружная  сила передаваемая ремнем,

 Н

2.1.16 Силы натяжения  ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей ремня, Н

 Н_;  Н

2.1.17 Сила давления  ремня на вал F_оп,

 Н

2.2 Проверочный расчет

Прочность ремня  по максимальным напряжениям в сечении  ведущей ветви s_max,

s_max=s₁+s_и+s_v£[s]_р

где Н/мм²

       Н/мм²

       s_v=ρv²·10^-6=1100·5.27²·10^-6=0.03 Н/мм²

     [s]_р=10

s_max=s₁+s_и+s_v=2.6+6+0.03=8,63£10 Н/мм²

Параметр	Значение	Параметр	Значение
Тип ремня	клиновой	Частота пробегов ремня U, 1/с	3.3
Межосевое расстояние a	372,2 мм	Диаметр ведущего шкива d1	140 мм
Сечение ремня	Б	Диаметр ведомого шкива d2	380 мм
Количество  клиньев z	3	Максимальное  напряжение smax, Н/мм2	8.63
Длина ремня l	1600 мм	Предварительная натяжение ремня F0, Н	233.7
Угол обхвата  ведущего шкива a1, град	143,2°	Сила давления ремня на вал Fоп, Н	1330.5

 

2.3 Шкивы и натяжное устройство

Шкивы изготовляют литыми из чугуна марки СЧ20 ГОСТ 1412-85. Чугунные литые шкивы вследствие опасности разрыва от действия центробежных сил применяют при окружной скорости до 30 м/с. Шкив состоят из обода, на который надевают ремень, ступицы для установки шкива на вал и диска или спиц, с помощью которых обод и ступица объединены в одно целое. Обод шкива для клиновых ремней нормального сечения по (ГОСТ 1284.1 - 89) дан на Рис.1. Расчёт конструктивных элементов шкивов ([1], с.246,табл.10,23).

 

 

 

Ведущий шкив                                   Ведомый шкив

 

Рис.1

Для компенсации  вытяжки ремней в процессе их эксплуатации, компенсации отклонений длины, а  также для легкости надевания  новых ремней необходима возможность  изменения межосевого расстояния передачи. Натяжное устройство (Рис. 2)  обеспечивает изменение межосевого расстояния в пределах от 0,97а до 1,06а, где а – межосевое расстояние см. п. 2.1.

Электродвигатель 1 крепят к подвижной плите 4 винтами 2. Для винтов 3 в подвижной плите  выполнены удлиненные пазы, а в неподвижной плите 5 резьбовые отверстия. По окончании регулирования винты 3 затягивают. Перемещают подвижную плиту толкающими винтами 6.

 

 

Рис.2 Натяжное устройство

 

 

3. Проектирование редуктора

3.1. Выбор материала

3.1.1 Выбираем материал: Сталь 45  

Для шестерни HB=269..302; σ_В=890 Н/мм²; σ_Т=650 Н/мм² σ_-1=380 Н/мм²

 термообработка улучшение;  HB_ср1=285.5

Для колеса HB=235..262; σ_В=780 Н/мм²; σ_Т=540 Н/мм² σ_-1=335 Н/мм²

термообработка нормализация; HB_ср2=248.5

3.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

         МПа

         МПа

3.1.2.1 Определение предела  контактной выносливости по [1, c.13]

            МПа

            МПа

3.1.2.2 Коэффициент  запаса

           S_H – коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

            При термообработке улучшение S_H2=S_H1=1.1 [1, c.13]

3.1.2.3 Определение  коэффициента долговечности 

а) Находим число  циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

    Для  шестерни N_HG1= =23 млн. циклов

    Для  колеса N_HG2= =16 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при n_з=1 по формуле N_K=60nn_зL_h

  Для шестерни N_K1=60∙257.1∙1∙9198=141,9 млн. циклов

   Для колеса N_K2=60∙42.46∙1∙9198=23,4 млн. циклов∙

Так как N_K1>N_HG1 и N_K2>N_HG2, то принимаем коэффициент долговечности

z_N1=1 и z_N2=1

3.1.2.4 Коэффициент шероховатости  Z_R [1, c.13]

 

3.1.2.5 Коэффициент  учитывающий влияние окружной  скорости [1, c.14]:

Z_V=1

3.1.3 Допускаемое  контактное напряжение для расчета  цилиндрической передачи 

            [σ]_H=0.45∙([σ]_H01+[σ]_H02)=0.45∙(582.7+515.4)=494.1 МПа

Так как не выполняется  условие [σ]_H≥[σ]_Hmin, то принимаем [σ]_H=515.4 МПа

3.1.4 Допускаемые  напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле 

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

3.1.4.1 Коэффициент  долговечности Y_N

Базовое число  циклов нагружений    N_FG=4∙10⁶

Так как N_K1>N_FG1 и N_K2>N_FG2, то принимаем коэффициент долговечности

y_N1=1 и y_N2=1

3.1.4.2 Коэффициент  шероховатости y_R1=y_R2=1 (R_z<40 мкм)

3.1.4.3 Коэффициент  учитывающий влияние нагрузки y_A=1

3.1.4.4 Коэффициент запаса прочности [S]_F=1.7 [1, c.15]

3.1.4.5 Средние  значения придела выносливости  при изгибе

        МПа

       МПа

Механические характеристики материалов зубчатой передачи               

Элемент передачи	Марка стали	D пред	Термообработка	НВ ср.	sв	sТ	[s]н	[s]F
		S пред		НВ ср.	Н/мм2
Шестерня Колесо	Сталь45 Сталь45	120/60 любые	Улучшение Нормализация	285 248.5	890 780	650 540	582,7 515,4	293,9 258,8

 

3.2 Расчет конической передачи.

3.2.1 Предварительное значение диаметра внешней делительной окружности

 мм

K=30 – коэффициент зависящий от поверхностной твердости

 по табл. 2.11 [1]

3.2.2 Окружная скорость на среднем делительном диаметре

 м/с

Принимаем 8-ю  степень точности

3.2.3 Уточнение диаметра внешней делительной окружности

 мм

K_Hv=1.03  - коэффициент внутренней динамической нагрузки по табл. 2.6 [1]

K_Hβ=1.1 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по табл 2.7 [1]

3.2.4 Угол делительного конуса шестерни

3.2.5 Внешнее конусное расстояние

3.2.6 Ширина зубчатого венца

b=0.285·R_e=0.285·234.2=65 мм

3.2.7 Внешний окружной модуль

K_Fv=1.12  - коэффициент внутренней динамической нагрузки по табл. 2.9 [1]

K_Fβ=1.15 – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по табл 2.7 [1]

 по табл. 2.11 [1]

3.2.8 Число зубьев колеса z₂ и шестерни z₁

 

Принимаем z₁=38;

3.2.9 Фактическое передаточное число

;

3.2.10 Действительные углы делительных конусов шестерни d₁ и колеса d₂.

;

3.2.11 Коэффициент смещения инструмента по табл. 2.13 [1]

         x_e1=0,34

3.2.10 Основные геометрические размеры передачи

3.2.10.1 Основные размеры шестерни: