Расчет привода моечной машины. 2

   Введение 

   При конструировании привода задача состоит в создании машин, отвечающих основным требованиям, предъявляемым  к конструируемой машине – высокая  надёжность, ремонтопригодность, технологичность, малые габариты и масса, удобство эксплуатации.  

   Машина также должна удовлетворять требованиям технической эстетики.

   В данном курсовом проекте производится расчёт привода моечной машины, состоящей из электродвигателя, коробки скоростей, и упругой и компенсирующей муфты. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      
         
         
    

   1  АНАЛИЗ СХЕМЫ, СИЛОВОЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ

   РАСЧЁТ  ПРИВОДА 

   1.1 Анализ кинематической схемы  привода и его передаточного  механизма 
 

   Привод  состоит из электродвигателя, коробки скоростей с цилиндрическими косозубыми колесами.

   Силовой поток от электродвигателя идет последовательно через упругую муфту, коробку скоростей с цилиндрическими косозубыми колесами  и далее через компенсирующую муфту на привод моечной машины.

   Для упорядочения последующих расчётов на заданной кинематической схеме привода выполним дополнительные обозначения: по ходу силового потока нумеруем валы и элементы механических передач – зубчатые колеса (z1, z2, z3, z4) валы (D1, D2, D3) 

   1.2  Выбор стандартного асинхронного  электродвигателя 

   1.2.1. Поскольку  в рассматриваемой кинематической  схеме привода передаточный механизм состоит из последовательно соединённых двух цилиндрических передач с учетом потерь в упругой и компенсирующей муфтах общий коэффициент полезного действия передаточного механизма равен:

   

,

   где - коэффициент полезного действия цилиндрической передачи

         - коэффициент полезного действия муфты    

   

   1.2.2. Находим  мощность на ведомом валу по  формуле:

   

   где F – окружное усилие на барабане F=4кН;

          V- скорость движения ленты V=0,7м/с.

   

   Частота вращения выходного вала:

   

   где D – диаметр барабана моечной машины D=200мм.

   

   1.2.3. В  соответствие с заданной мощностью (   = 2,8 кВт ) на  валу барабана и расчётным значением общего КПД передаточного механизма ( ) вычисляем требуемую статическую мощность электродвигателя 

   

,

                                                                    

    1.2.4. Вычисляем требуемую среднеквадратическую  мощность электродвигателя [1] с учётом  заданного графика нагрузки полагая,  что частота вращения вала  двигателя изменяется несущественно при изменении нагрузки,

   

   где - коэффициент эквивалентности  

   

   где Т  – наибольший из длительно действующих  моментов, принимаемый за момент приведения;

   Ti – момент, действующий на 1-й ступени нагружения;

   ti – длительность действия 1-й нагрузки;

   tS -  длительность цикла нагружения.

   

    

   

 

   1.2.5. Располагая  численным значением среднеквадратической  мощности электродвигателя (Ркв=2,67) выбираем по каталогу, ориентируясь на номинальную мощность РД, четыре возможных стандартных асинхронных двигателя, которые при одном и том же значении РД  отличаются номинальными частотами вращение валов nД .

   При выборе двигателя будем следовать условию:

   РД ³ Ркв

   Возможные варианты типоразмеров асинхронных  электродвигателей и их основные параметры представляем в таблице  №1. 

                    Таблица 1

Тип электродвигателя Номинальная мощность двигателя РД ,

   кВт

 Номинальная частота  вращения вала двигателя nД,

   мин -1

 Расчётное общее  передаточное отношение передаточного  механизма привода для тихоходной / быстроходной передач, соответственно

   Uор= nд / nв

4А90L2У3    3.0    2840    42,4
4А100S4У3    3.0    1435    21,5
4А112MA6У3    3.0    955    14,3
4А112MB6У3    3.0    700    10,5
 
 

   1.2.6. Определяем возможное ориентировочное значение общего передаточного отношения Uов , которое может быть реализовано в заданной схеме передаточного механизма привода. 

   

                  

        Назначаем  , тогда

                                                          

   1.3  Определение номинальных частот  вращения валов привода 

   Номинальные частоты вращения валов в заданном приводе определяют с учётом выполненной  разбивки общего передаточного отношения  Uос по ступеням коробки. 

   Частота вращения вала 1 (ведущего, входного вала коробки)

   

   

 

   Частота вращения вала 2 (ведомого, промежуточного вала  коробки)

   

                                                             

   

. 

   Частота вращения вала 3 (ведомого, выходного  вала коробки)

   

   

 

   1.4  Определение номинальных вращающих  моментов на валах привода 

   Номинальные вращающие моменты, действующие на валах коробки, определим с учётом передаточных отношений механических передач и их коэффициентов  полезного действия.

   Определим номинальный вращающий момент на первом валу привода с помощью  формулы:

   

,

   где РДС  – номинальная мощность на валу двигателя, кВт,

          nДС – номинальная частота вращения вала электродвигателя, мин–1  

   

  

   Номинальный вращающий момент на втором валу: 

   

   

 

   Номинальный вращающий момент на третьем валу:

   

          

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

   2 ВЫБОР  МАТЕРИАЛОВ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ  НАПРЯЖЕНИЙ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 

   Расчёт  допускаемых напряжений для зубчатой пары при термической обработке улучшение представлен в таблице №2

   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое  значение
   шестерня    колеса
   1 Вариант материалов и термической  обработки зубьев  
   1		    1
   2 Марка стали    40Х  ГОСТ 4543-71    45 ГОСТ 1050-88
   3 Термическая или химико-терми-ческая обработка зубьев    Улучшение    Улучшение
   4 Предполагаемый размер S заготовки не более, мм    100    100
   5 Способы получения заготовки    Прокат  круглый    Поковка
   6 Механические характеристики материалов:

   твёрдость сердцевины,

   твёрдость поверхности зуба,

   предел  текучести

  
 
   230…300 НВ

   230…300 НВ

   600

  
 
   192…240 НВ

   192…240 НВ

   450

   7 Наиболее вероятная (средняя)  твёрдость сердцевины    НВ1с=(330+300)/2=265     НВ2с=(192+240)/2=216
   8 Наиболее вероятная (средняя)  твёрдость  поверхности  
   НВ1п=НВ1с = 265		  
   НВ2п=НВ2с = 216
   9 Предел контактной выносливости  материала, Мпа      НВ1п+70=

   =     (15)

      НВ1п+70=

   =     (16)

   10 Базовое число циклов нагружения

   при расчёте  по контактным напряжениям

    NHG1= ( НВ1п)2,4 =

   30   

   NHG1= ( НВ1п)2,4 =30
   11 Суммарное машинное время работы  передачи, часов    
   12 Фактическое число циклов перемены  напряжений зубьев шестерни и  колеса за заданный ресурс передачи 
   		    NK1=60 СВ1

   NK1=60

   NK2=60 СВ2

   NK2=60

   

         Таблица 2         

   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое  значение
   шестерня    колеса
   13 Коэффициент эквивалентности при  расчёте по контактным напряжениям    
   14 Эквивалентные числа циклов перемены  напряжений зубьев шестерни и колеса при расчёте по контактным напряжениям  
   NHE1 = NK1= 		 
   NHE2 = NK2 =

   

   
   15 Коэффициент долговечности материалов  шестерни и колеса при расчёте  по контактным напряжениям    Поскольку эквивалентные числа циклов перемены напряжений NHE1 и NHE2 больше соответствующих базовых значений NHG1 и NHG2, что указывает на работу материалов в зоне длительного придела выносливости, поэтому

   ZN1 ;

   ZN2

   16 Коэффициент запаса прочности при расчёте по контактным напряжениям    При вероятности неразрушения  Р(t)=0,98 имеем: 
 

   SH1=1,1               SH2=1,1

   17 Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса при расчете на выносливость активных

   поверхностей  зубьев, МПа

        
   18 Расчетное допускаемое контактное

   напряжение  для проектного расчета

   передачи, МПа

    С учётом указаний к формулам (16)…(18) для  первого варианта термической обработки  шестерни и колеса принимаем  =523.6
   19 Максимальное допускаемое контактное  напряжение для проверки прочности  зубьев при кратковременных перегрузках,  МПа  
    		 
   
   20 Предел изгибной выносливости

   материалов, Мпа

   		        
   21 Коэффициент, учитывающий

   влияние способа получения заготовки

  
   YZ1=0,9		  
   YZ2=1,0
 
   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое  значение
   шестерня    колесо
   22 Коэффициент, учитывающий

   влияние шероховатости переходной поверхности между смежными зубьями на их изгибную выносливость

   		    При окончательной механической обработке  зубьев – шлифование рабочей и  переходной поверхностей зубьев имеем:

   YR1=YR2=1,0

   23 Коэффициент, учитывающий

   влияние двухстороннего приложения

    Поскольку передача нереверсивная, принимаем

   YА=1,0

   24 Коэффициент эквивалентности при

   расчете по напряжениям изгиба

  
 
   
   25 Эквивалентные числа циклов перемены  напряжений зубьев шестерни и  колеса при расчете по напряжениям изгиба  
   NFE1= NK1=  

   NFE2= NK2=

   26 Коэффициенты долговечности материалов  шестерни и колеса при расчете  по напряжениям изгиба    Поскольку в данном варианте NFE1>NFG=

   и NFE2>NFG, то в последующих расчётах с учётом ограничений (26) принимаем минимальное значение коэффициента долговечности, т.е.

   YN1=YN2=YNmin=1

   27 Коэффициент запаса прочности  при расчете по напряжениям  изгиба  
 
   При вероятности не разрушения Р(t)=0,98  

   SF1=1,75               SF2=1,75                           

   28 Допускаемые напряжения изгиба  зубьев шестерни и колеса при  расчете на выносливость, Мпа    
 
 

                        Таблица 2 (Продолжение) 
 
 

   
   Наименование, указание    Обозначение, расчётная формула, вычисление, принимаемое значение
   шестерня    колесо
 
   29 Максимальные допускаемые  напряжения изгиба для проверки  прочности зубьев шестерни и  колеса при кратковременных перегрузках,  Мпа    		    

   

 

           

 
   Итоговые результаты определения допускаемых напряжений для зубчатой передачи
   Расчетное допускаемое контактное

   Напряжение  для проектного расчета передачи, Мпа

  
   
=452 
   
   Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость, Мпа      
   
=245		  
   
=222
   Максимальные  контактные напряжения для проверки прочности

   зубьев  при кратковременных перегрузках, Мпа

  
 
   
=1680		  
 
   
=1260
   Максимальные  допускаемые напряжения изгиба изгиба при проверки прочности зубьев при  кратковременных перегрузках, Мпа  
 
   
=726		  
 
   
=592
 

                                                                                                                     
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

   3  ПРОЕКТНЫЙ  РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ПЕРЕДАЧ 

   Исходные  данные

   По  результатам кинематического и силового расчета привода:

   номинальный вращающий момент на ведомом валу (колесе) проектируемой передачи:

   

   номинальные частоты вращения промежуточного и  выходного валов проектируемой  передачи:

    ;

   Uзб = 5,6; Uзт = 4 - передаточные числа проектируемого привода.

   Схема передачи - по данным технического задания.

   Механические характеристики и допускаемые напряжения для материалов зубчатой пары - итоговые результаты раздела «Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач»

   3.1 Проектный расчет  быстроходной  передачи

 

   3.1.1  Определяем межосевое расстояние: 

   

   где Uц - передаточное число проектируемой цилиндрической передачи;

          Т2 - номинальный вращающий момент на колесе (ведомом валу) проектируемой ведомой передачи, Н×мм;

          Кн' - предварительное значение коэффициента нагрузки;

         - расчетное допускаемое контактное напряжение для материалов зубчатой          пары, МПа;

    - коэффициент ширины зубчатого колеса

   

мм 

   Расчетную величину межосевого расстояния а' округлим до ближайшего стандартного значения а.

   а = 125мм 

   3.1.2  Нормальный модуль зацепления  т 

   

 

   3.1.3 Определим суммарное число зубьев  шестерни и колеса по зависимости 

   

,

         где, для нашего случая, = 180 - угол наклона линии зубьев 

   

   принимаем

=119 

   3.1.4  Определим ширину b1 и b2 зубчатого колеса и шестерни:

   

 =
                               b1  = 1,12 × b2  

       b2 =

                              
 

   3.1.5  Вычисляем числа зубьев шестерни  Z3 и колеса Z4: 

   

 

   

   

 

   3.1.6   Фактическое передаточное число передачи 

   

 

   3.1.7. Действительный  угол наклона линии зубьев: 

   

   

 

   3.1.8 Окружная скорость в зацеплении, м/с

   делительный диаметр шестерни  

   

м/с 

   3.1.9  Назначаем 9ю степень точности передачи /3. с 7. таблица №4/. 

   3.1.9 Фактическое значение коэффициента  нагрузки [1] при расчете по контактным напряжениям 

   КНV =1+(0,022)2,9=1,06 

   КНb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий зубьев при расчете на прочность их активных поверхностей.

   Значение  КНb  определяем в зависимости от расположения зубчатых колес проектируемой передачи относительно опор, т.е. схемы передачи, твердости рабочих поверхностей зубьев и относительной ширины колеса ybd 

   

 

   КНb =1,0 

   КНa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями при расчете на прочность их активных поверхностей

   КНa=1,3 

   КН=1,0 × 1,06 × 1,3=1,378 

   3.1.10 Коэффициент  ZM , учитывающий механические свойства сопряженных зубчатых колес, принимают [1] в зависимости от материалов.

   Для стальных зубчатых колес ZM = 190 Н 0,5/мм.

    

   3.1.11 Коэффициент Ze , учитывающий суммарную длину контактных линий зубьев, находим с учетом значений коэффициентов торцевого и осевого перекрытия.

   Для некоррегированных  передач 

   

 

   

 

   

 

   

 

   Ze=0,93 

   ZH=2,23 
 

   3.1.12 Действительные контактные напряжения  на активных поверхностях зубьев  при фактических параметрах передачи 
 

   где — окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, Н. 

   

 

   

190 × 2,23 × 0,9
мПа 

   3.1.13 Отклонение  действительного   контактного  напряжения  от допустимого :

   

   Перегрузка  составляет 1,08% 

   3.1.14 Проверка  контактной прочности зубьев при действии пиковой нагрузки: 

   

 

   3.1.15 Фактическое значение коэффициента  нагрузки при расчете на прочность зубьев при изгибе:

   KF = 1,13 × 1,28 × 1,0 =1,44 

   KFV=1+0,038V=1+(0,045)2,9=1,13

   KK

=1,28                        FK
= 1,0

   3.1.16 Проверяют усталостную прочность  зубьев шестерни и колеса по  напряжениям изгиба, сопоставляя местные напряжения изгиба и в опасном сечении на переходной поверхности с допускаемыми напряжениями: 

   

           
 

   

                

   

 

Расчет привода моечной машины. 2