Проект привода вращающейся муфельной печи

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Оптимизация выбора привода

Определяю общее передаточное число привода

Принимаем n _с = 750 ^об/_мин.

Как было указано, открытой передачей может быть фрикционная, цепная, зубчатая. Наиболее простая в изготовлении фрикционная передача, но она в эксплуатации не надежна: имеет место проскальзывание. Две другие имеют преимущество, т.к. они работают путем зацепления. При мощности на рабочем валу машины N_р.в.=20 кВт вероятно придется применять мощную цепь, что приведет к сложной конструкции цепной передачи и большим консольным нагрузкам на рабочий вал, а также к увеличению подшипниковых узлов. При установках средней мощности конструктивным преимуществом является цилиндрическая зубчатая передача. Если принять передаточное отношение открытой зубчатой передачи:

u_о.з.п.=5,

то передаточное отношение редуктора будет равно:

u_р. = 5.

Таким образом, кинематическая схема привода состоит из электродвигателя 1 (типа 4А), соединительных муфт 2,4, редуктора 3, открытой зубчатой передачи 5, см. рис. 1.1.

2. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

2.1 Определение К.П.Д. привода

где: з_р - к.п.д. редуктора,

з_з.з.п. - к.п.д. зубчатой передачи закрытого типа,

з_о.з.п. - к.п.д. зубчатой передачи открытого типа,

з_п.к. - к.п.д. пары подшипников качения.

2.2 Определим расчетную мощность электродвигателя

кВт.

2.3 Выбираем электродвигатель

По ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель: 4А200L8У3, Рис. 2. табл. 1, N_эл=22 кВт, S=2,7%. Электродвигатель будет работать с недогрузкой,

которая составляет 0,414%, что вполне допустимо, т.к. 15%>х>5%.

2.4 Определим асинхронную частоту вращения электродвигателя

^об/_мин.



Рис. 2. Схема электродвигателя

Габаритные и присоединительные размеры электродвигателя. (исполнение М 100).

Таблица 1

Тип двигателя.	Число полюсов	l30	l33	h31	d30	l1	l2	l10	l31	d1	d10	b1	b2
4А200L8У3	2; 4; 6; 8	800	915	535	450	110	110	305	133	55	19	16	16
		830	945			140				60		18

2.5 Уточняем передаточное отношения механических ступеней привода

Действительное общее передаточное отношение привода равно

Определим уточненное передаточное отношение открытой зубчатой передачи, если примем стандартное передаточное отношение редуктора: u_р=5, то:



^об/_мин.

Если принять стандартное передаточное отношение открытой зубчатой передачи: u_о.з.п.=5, то:

,

тогда частота вращения рабочего вала машины будет равна:

^об/_мин.

^об/_мин. ; х=2,66%,

что вполне приемлемо, т.к. х <3%.

Окончательно принимаем: и_р=5, и_о.з.п.=5.

2.6 Определим момент на валах привода

Нм.

Нм.

Нм.

Нм.

2.7 Определим скорости вращения валов

n₁ = 730 ^об/_мин.

^об/_мин.

^об/_мин.

3. Расчёт закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

М₁ = 286,6 Нм.

n₁ = 730 ^об./_мин.

и_р.= 5.

Расположение зубчатых колес - симметричное.

Вид передачи - цилиндрическая прямозубая.

3.1 Выбор материала

Для шестерни и для колеса - Сталь 35, закалка в воде, отпуск,

НВ = 293 ? 375,

у_В = 980 МПа,

у_Т = 640 МПа,

Принимаем: НВ₁ = 375 - для шестерни,

НВ₂ = 355 - для колеса.

3.2 Определяем допускаемое контактное напряжение

Расчёт ведём по колесу:

_;

МПа.

МПа.

;

базовое число циклов напряжений.

,

где:

Т - ресурс работы привода.

эквивалентное число циклов напряжений.

ч.

L_r = 12 лет.

D =300 дней.

C = 1 смены.

t = 8 часов.

Так как >, то: , .

МПа.

3.3 Определим ориентировочное межосевое расстояние

По ГОСТ 2185-66:

Ш_ba = 0,2.

мм.

По ГОСТ 2185-66 принимаем: а = 280 мм.

3.4 Определяем модуль

мм.

По ГОСТ 9563-60 принимаем: m = 3 мм.

3.5 Определим суммарное количество зубьев

зубьев.

3.6 Определение количество зубьев шестерни и колеса

зуба.

зубьев.

3.7 Уточняем межосевое расстояние

мм.

3.8 Определяем окружную скорость

м/с, что вполне допустимо, т.к.

Принимаем: 7 степень точности.

3.9 Определяем силы, действующие в зацеплении

.

3.10 Проверяем расчетные контактные напряжения

;

мм.

МПа.

Принимаем , тогда:

МПа.

Недогрузка:

3.11 Определяем допускаемые изгибные напряжения

МПа.

3.12 Проверяю расчетные изгибные напряжения

Принимаем:

МПа.



> ; > ;

Значит, считаем по колесу:

.

Недогрузка:

3.13 Определяем геометрические параметры зубчатых колес

Модуль для прямозубой передачи:

Шаг, нормальный шаг, торцовый шаг:

Рис. 3. Схема цилиндрической зубчатой передачи

Делительный диаметр шестерни:

колеса:

Диаметр вершин зубьев шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни:

колеса: Ширина венца шестерни:

колеса:

Толщина обода шестерни: так как вал-шестерня,

колеса:

Толщина диска шестерни: , так как вал-шестерня,

колеса:

Диаметр отверстия шестерни: нет отверстия,

колеса: , при малых колёсах отверстий не

делают.

Окружная толщина зубьев:

Ширина впадин зубьев:

Высота зуба:

Высота ножки зуба:

Высота головки зуба:

Радиальный зазор:

Межосевое расстояние:

Диаметр ступицы: шестерни: нет,

колеса:

Длина ступицы: шестерни: нет,

колеса:

4. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

М₂ = 1390,3 Н,

М₃ = 6540,6 Нм,

n₂ = 146 ^об./_мин.

n₃ = 29,2 ^об./_мин.

и_р.= 5.

Расположение зубчатых колес - симметричное.

Вид передачи - цилиндрическая прямозубая.

4.1 Выбор материала

Для шестерни и для колеса - Сталь 45, улучшение (закалка с высоким отпуском),

НВ = 192 ? 285,

у_В = 740 МПа,

у_Т = 440 МПа,

Принимаем: НВ₃ = 285 - для шестерни,

НВ₄ = 260 - для колеса.



4.2 Проверяем расчетные изгибные напряжения

Принимаем:

> ; > ;

Значит, расчёт будем вести по колесу.

Определяем модуль передачи, исходя из условия допускаемого изгибного напряжения:

Принимаем:

Увеличиваем модуль в 2 раза:

Принимаем по ГОСТ 9563-60: m = 5 мм.

Определим скорость вращения:

Значит, 7-я степень точности. . При m = 5, Ys = 0.96.

Уточним допускаемое изгибное напряжение для колеса:

Определим расчётные изгибные напряжения:

.

Недогрузка:

4.3 Определяем геометрические параметры зубчатых колес

Модуль для прямозубой передачи:

Шаг, нормальный шаг, торцовый шаг:

Делительный диаметр шестерни:

колеса:

Диаметр вершин зубьев шестерни:

колеса:

Диаметр впадин зубьев шестерни:

колеса: Ширина венца шестерни:

колеса:

Толщина обода шестерни: так как вал-шестерня,

колеса:

Толщина диска шестерни: , так как вал-шестерня,

колеса: так как выполняется в

виде зубчатого венца,

Диаметр отверстия шестерни: нет отверстия,

колеса: нет отверстия.

Окружная толщина зубьев:

Ширина впадин зубьев:

Высота зуба:

Высота ножки зуба:

Высота головки зуба:

Радиальный зазор:

Межосевое расстояние:

4.4 Определяем силы, действующие в зацеплении

.

5. Ориентировочный расчёт валов привода

Материал для изготовления валов редуктора и валов открытой зубчатой передачи:

Сталь 45, термическая обработка - нормализация.

5.1 Расчет быстроходного вала редуктора

Определяем диаметры вала.

Принимаем:

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 10%:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d₁ = 50 мм.

Конструируем вал.

Принимаем: - в соответствии с длинной полумуфты (на короткие концы валов).

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 10%:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d₃ = 60 мм.

Так как муфта даёт незначительный момент, то силой муфты можно пренебречь:

Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем максимальный изгибающий момент:

5.2 Расчёт тихоходного вала редуктора

Определяем диаметры вала.

Принимаем:

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8%:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d₁ = 75 мм.

Конструируем вал.

Принимаем: - в соответствии с длинной полумуфты.

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8%:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d₃ = 85 мм.

Так как муфта даёт незначительный момент, то силой муфты можно пренебречь:



Определяем суммарные радиальные реакции:

Определяем максимальный изгибающий момент:

5.3 Расчет быстроходного вала открытой цилиндрической зубчатой передачи

Определяем диаметры вала.

Принимаем:

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8%:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d₁ = 75 мм.

Конструируем вал.

Принимаем: - в соответствии с длинной полумуфты.

Так как вал имеет шпоночную канавку, то увеличиваем вал на 8%:

По ГОСТ 12080-66 принимаем: d₃ = 85 мм.

6. Уточнённый расчёт валов

6.1 Уточнённый расчёт быстроходного вала редуктора

Проверка на жёсткость вала по прогибу.

Проверка жёсткости вала по углу закручивания.

Определяем коэффициент запаса прочности.

Условие прочности: где: , не более 5.

где - коэффициенты запаса прочности по касательным и нормальным напряжениям.

где - пределы выносливости материала при изгибе и кручении с симметричным циклом.

эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

- масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения.

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность.

- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении.

- средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений.

;;

; .



Условие прочности выполняется.

, что вполне допустимо. Высокое значение коэффициента запаса прочности объяснятся тем, что диаметр вала по конструктивным соображениям был значительно увеличен на 10% и округлён к ГОСТу. Также это объясняется тем, что материал без термообработки использовать нельзя, так как разрабатываемый привод будет работать на химическом производстве.

6.2 Уточнённый расчёт тихоходного вала редуктора

Проверка на жёсткость вала по прогибу.

Проверка жёсткости вала по углу закручивания.



Определяем коэффициент запаса прочности.

Условие прочности: где: , не более 5.

где - коэффициенты запаса прочности по касательным и нормальным напряжениям.

где - пределы выносливости материала при изгибе и кручении с симметричным циклом.

эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

- масштабные факторы для напряжений изгиба и кручения.

- коэффициенты, учитывающие влияние среднего напряжения цикла на усталостную прочность.

- амплитуды циклов нормальных и касательных напряжений при изгибе и кручении.

- средние значения напряжений циклов нормальных и касательных напряжений.



;;

; .

Условие прочности выполняется.

, что вполне допустимо. Высокое значение коэффициента запаса прочности объяснятся тем, что диаметр вала по конструктивным соображениям был значительно увеличен: на 8% под шпоночным соединением и округлён к ГОСТу. Также это объясняется тем, что материал без термообработки использовать нельзя, так как разрабатываемый привод будет работать на химическом производстве.

Литература

печь муфельный привод зубчатый

1. Киселев Б.Р. «Проектирование приводов машин химического производства» Иваново 2003.

2. Киселев Б.Р. «Курсовое проектирование по механике» Иваново 2003.

3. Шейнблит А.Е. «Курсовое проектирование деталей машин» М. 1991.

4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора - машиностроителя» в 3^ех томах М. 1979.

Размещено на Allbest.ru