Материал: Проектирование приводной станции литейного конвейера

Проектирование приводной станции литейного конвейера

Введение

Зубчатые передачи широко распространены во всех отраслях машиностроения и приборостроения.

Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. привод зубчатый напряжение редуктор

По расположению зубьев на колесах различают передачи: прямозубые, косозубые и шевронные.

Основными преимуществами зубчатых передач являются:

-       высокая нагрузочная способность и, как следствие, малые габариты.

-       большая долговечность и надежность работы.

-       высокий К.П.Д. (0,95÷0,97).

-       постоянство передаточного отношения.

-       возможность применения в широком диапазоне скоростей, мощностей и передаточных отношений.

Среди недостатков зубчатых передач можно отметить:

-       повышенные требования к точности изготовления

-       шум при больших скоростях, высокую точность.

В зависимости от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твёрдость колёс и материал для их изготовления. Для силовых передач чаще всего применяют стали. Передачи со стальными зубчатыми колёсами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твёрдость рабочих поверхностей зубьев, которая в свою очередь зависит от марки стали и варианта термической обработки.

Современные цепные передачи могут передавать большие мощности (до 5 тыс. кВт) при сравнительно высоких скоростях (до 25-30 м/с). Цепные передачи применяют:

-       при средних межосевых расстояниях, при которых зубчатые передачи требуют промежуточных ступеней или паразитных зубчатых колес, не вызываемых необходимостью получения нужного передаточного отношения;

-       при жестких требованиях к габаритам;

-       при необходимости работы без проскальзывания (препятствующего применению клиноременных передач).

Ответственные цепные передачи выполняют закрытыми, заключенными в жесткий корпус, который служит масляной ванной.

Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с.

Достоинства:

-       большая прочность стальной цепи по сравнению с ремнем позволяет передать цепью большие нагрузки с постоянным передаточным числом и при значительно меньшем межосевом расстоянии (передача более компактна);

-       возможность передачи движения одной цепью нескольким звездочкам;

-       по сравнению с зубчатыми передачами - возможность передачи вращательного движения на большие расстояния (до 8 м);

-       меньшая в 2 раза, чем в ременных передачах, радиальная нагрузка на валы;

-       сравнительно высокий КПД (η_max>> 0,9÷0,98);

-       могут осуществлять передачу значительных мощностей (до нескольких тысяч киловатт);

-       допускают скорости движения цепи до 35 м/с и передаточные числа до u=10;

-       отсутствие скольжения;

-       меньшие габариты, чем у ременных передач, особенно по ширине;

-       малые силы, действующие на валы, так как нет необходимости в большом начальном натяжении;

-       возможность легкой замены цепи.

Недостатки:

-       сравнительно высокая стоимость цепей;

-       невозможность использования передачи при реверсировании без остановки;

-       передачи требуют установки на картерах;

-       сложность подвода смазочного материала к шарнирам цепи;

-       скорость движения цепи, особенно при малых числах зубьев звездочек, не постоянна, что вызывает колебания передаточного отношения. Основной причиной этого недостатка является то, что цепь состоит из отдельных звеньев и располагается на звездочке не по окружности, а по многоугольнику;

-       повышенный шум, особенно на высоких скоростях, вследствие удара звена цепи при входе в зацепление и дополнительные динамические нагрузки из-за многогранности звездочек;

-       они работают в условиях отсутствия жидкостного трения в шарнирах и, следовательно, с неизбежным их износом, существенным при плохом смазывании и попадании пыли и грязи;

-       они требуют более высокой точности установки валов, чем клиноременные передачи, во избежание соскакивания цепи со звездочки и более сложного ухода - смазывания, регулировки.

. Кинематический расчет привода

Определяем общее КПД привода:

η_общ= η_пп * η_пзп * η_пп * η_кзп * η_пп * η_цп

η_общ=0,99³*0,97²*0,95=0,867

где η_пп - КПД пары подшипников,

η_пзп - КПД прямозубой цилиндрической передачи,

η_кзп - КПД косозубой цилиндрической передачи,

η_цп - КПД цепной передачи.

Определяем мощность на выходе привода:

Р_вых=F*V

Р_вых=4*1,2=4,8 кВт.

Определяем требуемую мощность и выбор двигателя:

Р_тр ≤ Р_ном;

Определяем частоту вращения приводного вала:

где D_зв - делительный диаметр тяговой звездочки:

Определяем требуемую частоту вращения вала электродвигателя:

где  - относительное значение передаточного числа цепной передачи,

 - относительное значение передаточного числа тихоходной зубчатой цилиндрической передачи,

 - относительное значение передаточного числа быстроходной зубчатой цилиндрической передачи.

Исходя из полученных данных, назначаем двигатель марки АИР 100L2 ТУ 16-525.564-84”

Р_ном=5,5 кВт;

n_ном=2850 об/мин;

Определяем общее передаточное число привода и разбиваем его по ступеням:

Примем =2,56

=5

=5

Определяем мощность на валах валов:

Определяем частоту вращения на валах

n₁= n_ном=2850 об/мин,

n₄≈n_вых

Определяем угловые скорости на валах

Определяем вращающие моменты на валах:

Полученные данные заносим в таблицу 1.1:

Таблица 1.1 - «Сводные данные привода»

. Выбор материалов зубчатой передачи и определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

.1 Выбор материала передачи (для двух ступеней)

Выбираем материалы со средними механическими характеристиками

Таблица 2.1 Материал для передач

Определяем среднюю твердость рабочих поверхностей зубьев:

HB_ср1пз=285,5 - средняя твердость шестерни первой передачи,

HB_ср2пз=245,5 - средняя твердость колеса первой передачи,

HB_ср1кз=285,5 - средняя твердость шестерни второй передачи,

HB_ср2кз=245,5 - средняя твердость колеса второй передачи,

Коэффициент долговечности возьмём для длительно работающих передач К_L=1, так как в условии не указаны длительность напряжений и количество циклов напряжений.

.2 Определяем допустимое контактное напряжение:

 ,

где  - допускаемое контактное напряжение

.3 Рассчитываем допускаемые напряжения изгиба

где  - допускаемое напряжение изгиба.

Данные расчета сводим в таблицу 2.2

Таблица 2.1 - «Материалы зубчатых колес»

. Расчет второй косозубой передачи

Как видно из схемы редуктора, межосевое расстояние быстроходной ступени в точности равно межосевому расстоянию тихоходной ступени. Так как тихоходная ступень передает большую нагрузку, очевидно, именно она определяет радиальные размеры обеих ступеней и следовательно, расчет соосных редукторов необходимо начинать с расчета тихоходней ступени.

Определяем по условию контактной прочности межосевое расстояние передачи:

где -коэффициент межосевого расстояния, =43 для косозубой передачи;

-передаточное отношение прямозубой передачи;

-крутящий момент на валу колеса, Н*мм;

ψ_а- коэффициент ширины колеса b₂ относительно межосевого расстояния ;

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии в зависимости от твердости материала колес;

- допускаемое контактное напряжение передачи, Н/мм;

Принимаем по ГОСТу 6636-80 ближайшее значение мм.

Находим модуль зацепления, предварительно задав угол наклона зубьев :

Принимаем стандартный нормальный модуль  по ГОСТ 9563-60.

Определяем суммарное число зубьев передачи:

Принимаем зубьев.

Вычисляем число зубьев шестерни:

Принимаем зуба.

Вычисляем число зубьев колеса:

Уточняем передаточное отношение передачи:

, что допустимо.

Определяем фактический угол наклона зубьев:

Определяем геометрические параметры передачи и сводим их в таблицу

Таблица 3.1 - Основные параметры передачи внешнего зацепления с цилиндрическими прямозубыми колесами