Материал: Привод к роторному затвору пневматического рыбоперегружателя

Привод к роторному затвору пневматического рыбоперегружателя

СОДЕРЖАНИЕ

ЗАДАНИЕ

. ОПИСАНИЕ ПРОЕКТИРУЕМОГО РЕДУКТОРА

. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ И КОЛЕСА

. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ КОРПУСА РЕДУКТОРА

. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

. ПЕРВЫЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКА

. ВТОРОЙ ЭТАП КОМПОНОВКИ РЕДУКТОРА

. ПРОВЕРКА ПРОЧНОСТИ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ

ЗАДАНИЕ

Спроектировать привод к роторному затвору пневматического рыбоперегружателя (рис.1), состоящий из электродвигателя 1 комбинированной упруго-предохранительной муфты 2, редуктора с косозубыми цилиндрическими колёсами 3 и цепной передачи с втулочно-роликовой цепью 4. Через приёмный бункер рыба подаётся к разгрузочному устройству, частью которого служит роторный затвор. Он выполнен в виде корпуса 5, внутри которого на коренном валу установлен ротор с радиальными лопастями и резиновыми уплотнителями на них 6. Объём между лопастями заполняется рыбой, при вращении ротора высыпающейся в разгрузочный люк. Мощность на валу ротора Pр =3,6 кВт. Частота вращения вала ротора nр =80 об/мин. и синхронная частота вращения двигателя nс =1500 об/мин.

редуктор роторный привод подшипник

ОПИСАНИЕ ПРОЕКТИРУЕМОГО РЕДУКТОРА

Одноступенчатые цилиндрические редукторы

Из редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные (рис. 2). Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже - сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые корпуса. Валы монтируют на подшипниках качения или скольжения. Последние обычно применяют в тяжелых редукторах.

Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185-66 umax=12,5. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением и. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальным, применяют редко, ограничиваясь и<6. Ново-Краматорский машиностроительный завод (НКМЗ) выпускает крупные (межосевые расстояния aw = 300÷1000 мм) одноступенчатые горизонтальные редук­торы с и = 2,53÷8,0.

Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т. д.).

Рис. 2 Одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами:а - кинематическая схема: б - общий вид редуктора с косозубыми колесами

Цепная передача

Цепная передача состоит из звездочек и цепи.

Цепи по назначению бывают:

приводные;

конвейерные;

тяговые;

По конструкции:

зубчатые;

втулочные;

одно, двухрядные.

Достоинство:

1. Большие передаточные отношения .

. Большое усилие.

. Больше срок эксплуатации цепи.

Недостатки:

. Необходимость в смазке.

. Шум при высоких скоростях.

. Сложность конструкции

Валы и оси

Валы вращаются и передают крутящий момент, оси могут вращаться или быть неподвижными, но никогда не передают крутящего момента и поэтому валы рассчитываются на кручение и изгиб, а оси только на изгиб.

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

По ([1] §1.1 табл.1.1.) примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес η1 = 0,97; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; кпд открытой цепной передачи η3 = 0,95; кпд, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η4 = 0,99.

Общий КПД привода

η=η1 η2 η32 = 0,97·0,95·0,992 = 0,9.

Мощность на валу ротора Рр = 3,6 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

кВт.

В ([1] Приложения. табл.П.1) по требуемой мощности Ртр=4 кВт с учетом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи (см. [1] §1.3 возможные значения частных передаточных отношений для цилиндрического зубчатого редуктора iр = 36 и для цепной передачи iц = 36, iобщ = iр iц = =936),

выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А 100L4

угловая скорость

 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение:

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36 (большее значение принимать не рекомендуют).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66 (см. [1] с.36) , для цепной передачи

Таблица 1. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вращающие моменты:

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ([1] гл.3 табл.3.3): для шестерни сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45, термическая обработка-­улучшение, 110 твердость на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения ([1] гл.3 формуле 3.9)

где -  предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По ([1] гл.3 табл.3.2) для углеродистых сталей с твер­достью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)

2HB + 70

КHL- коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуа­тации редуктора, принимают КHL =1; коэффициент безопасности 1,10.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по ([1] гл.3 формуле 3.10)

[σН]=0,45([σН1]+[σН2])

для шестерни

МПа.

для колеса

МПа.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[σН]= 0,45 (482 + 428) = 410 МПа.

Требуемое условие [σН] 1,23[σН2] выполнено.

Коэффициент Кнβ, несмотря на симметричное расположение колёс относительно опор (см. рис.2.1), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по ([1] табл.3.1.) как случае, несимметричного расположения колес, значение Кнβ =1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. [1] с.36)

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по ([1] гл.3 формуле 3.7)

мм,

где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора

Ближайшее значение межосевого расстояния по 1 ряду ГОСТ 2185-66 125 мм (см. [1] с.36).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

,мм; принимаем по ГОСТ 9563-60* = 1,25 мм (см. [1] с.36).

Примем предварительно угол наклона зубьев  = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса ([1] см. формулу 3.16)

Принимаем =33; тогда =

Уточнённое значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

мм;

мм;

Проверка:

 мм,

диаметры вершин зубьев:

мм;

мм;

ширина колеса мм;

ширина шестерни мм = 55мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень

точности (см. [1] с.32).

Коэффициент нагрузки

Значения даны в ([1] гл.3 табл.3.5); при , твердости НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи 1,17.

По ([1] гл.3 табл.3.4) при  =2,7 м/с и 8-й степени точности 1,08. По ([1] гл.3 табл.3.6) для косозубых колес при  =5 м/с имеем = 1,0. Таким образом,

.

Проверка контактных напряжений по ([1] гл.3 формуле 3.6):

 МПа< [σН] 410МПа

Силы, действующие в зацеплении: ([1] гл.8 формулы 8.3 и 8.4 )

окружная Н;

радиальная Н;

осеваяН.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

По ([1] гл.3 формуле 3.25):

.

Здесь коэффициент нагрузки (см. [1] с.42). По ([1] гл.3 табл.3.7) при 1,322, твердости и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор = 1,38. По ([1] гл.3 табл.3.8)= 1,3. Таким образом, коэффициент KF = 1,34 ·1,1 = 1,47; YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

(см.[1] гл.3, пояснение к формуле 3.25):

у шестерни

у колеса  

= 3,6 и = 3,75 (см. [1] с.42).

Допускаемое напряжение по ([1] гл.3 формуле 3.24)

.

По ([1] гл.3 табл.3.9) для стали 45 улучшенной при твердости

НВ 350  1,8НВ.

для шестерни  1,8·230 = 415 МПа;

для колеса 1,8·200=360 МПа.

- коэффициент безопасности (см.[1] гл.3, пояснение к формуле 3.24), где =1,75, =1(для поковок и штамповок). Следовательно, = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни = МПа;

для колеса  = МПа.