Главная | Обратная связь | Поможем написать вашу работу!
МегаЛекции

Проверочный расчет передачи на прочность.




Исходные данные для проектирования

«Спроектировать привод ленточного конвейера».

Требуемые:

- Скорость движения ленты n = 0,35 м/с

- Диаметр колеса Dб= 315 мм.

- Окружное усилие на барабане F = 175 даН=1750 Н.

Схема привода:

 

 


Выбор электродвигателя

Ресурс приводного устройства в часах:

Lh=365LГtcLc=365×5×8×1=14600,

где LГ – срок службы привода, LГ =5 лет.

tc – продолжительность смены, ч

Lс – число смен. Т.к. предполагается мелкосерийный выпуск Þ Lс=1.

Из полученного значения следует вычесть 10-25% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни. Т.о. Lh=13140…10950. Принимаем Lh=12000 ч.

Определяем требуемую мощность ковшового элеватора (мощность на выходе)

,

Определяем требуемую мощность электродвигателя.

,

где h - КПД всего привода: ,

где hчп = 0,8 – КПД червячной передачи;

hм = 0,98 – КПД муфты;

hпк = 0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения;

В итоге: Рдв. = 612,5 / 0,753 = 813,4 Вт.

Выбор электродвигателя

Следуя справочным данным, выбираем электродвигатель 80В6 с синхронной частотой вращения nc=1000 об/мин., для которого номинальная мощность Рдв = 1,1 кВт, асинхронная частота вращения nдв = 920 об/мин.

Определение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число uобщ=nдв/nвых = 920/ 23 = 40

где nвых – частота вращения выходного вала:

Таким образом передаточное отношение редуктора: uр = 40.

Кинематический расчет

Быстроходный вал редуктора:

- мощность P1=Pдв×hм×hпк=1100×0,98×0,99=1067,22 Вт.

- частота вращения n1= nдв = 920 об/мин.

- угловая скорость w1­=p×n1/30=p×920/30 = 96,3 c-1.

- крутящий момент T1=P1/w1=1067,22/96,3 = 11 Н×м.

Тихоходный вал редуктора:

- мощность P2=P1×hр×hпк=1067,22×0,8×0,99=845,24 Вт.

- частота вращения n2= n1/uр=920/40 = 23 об/мин.

- угловая скорость w2­=p×n2/30=p×23/30=2,4 c-1.

- крутящий момент T2=P2/w2=845,24/2,4=352,2 Н×м.

Приводной вал:

- мощность P3=P2×hм×hпк=845,24×0,98×0,99=820 Вт.

- частота вращения n3= n2=23 об/мин.

- угловая скорость w3=w2­=2,4 c-1.

- крутящий момент T3=P3/w3=820/2,4=341,7 Н×м.

Расчет червячной передачи

Исходные данные:

– вращающий момент на колесе Т2 = 352,2 Н×м;

– частота вращения колеса n2 = 23 об/мин;

– передаточное число uч = 40;

Материалы червяка и колеса.

В качестве материала для червяка применяем ст.40Х. С целью повышения КПД, применяем закалку до твердости HRC 45, шлифование и полирование витков червяка.

Механические свойства: sT = 750 МПа.

Так как выбор материала для коле­са связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем ожидае­мое ее значение

Т.к. vs > 2м/с, но vs < 5м/с то в качестве материала для червячного колеса используем латунь ЛАЖМц66-6-3-2 (способ отливки – центробежный).

Механические свойства: sВ = 500 МПа, sТ = 330 МПа.

Допускаемые напряжения.

Вычисляем до­пускаемые контактные напряжения.

Для червяка допускаемые напряжения:

- допускаемые контактные напряжения:

[s]H = 14HRC+170 = 14×45+170=800МПа

- допускаемые напряжения на из­гиб: [s]F = 370 МПа;

Для колеса допускаемые напряжения:

- допускаемые контактные напряжения: [s]H = 275 - 25vs = 200 МПа

- допускаемые напряжения на из­гиб [s]F: [s]F = 0,25sT +0,08sB = 122,5 МПа;

Межосевое расстояние (м)

где [s]H = 200·106 Па;

при постоянном ре­жиме нагружения Kb=1,0.

Эквивалентный момент на колесе

ТНЕ2 = КT2

Здесь, T2 — номинальный момент на колесе;

Коэффициент долговечности для латуни К= 1,0.

Т.о. ТНЕ2 = T2 = 352,2 Н.

Полученное расчетом межосевое расстояние округляем до стан­дартного значения: aw = 125 мм.

Основные параметры передачи.

Т.к. u = 40, следовательно число витков червяка z1 = 1.

­­Число зубьев колеса z2=z1u = 1×40 = 40.

Предварительные значения:

модуля передачи (получаем интервал значе­ний)

Принимаем стандартное значение модуля m=5 мм.

коэффициента диаметра червяка

Полученное значение q округляем до ближайшего стандартного: q=10. Мини­мально допустимое значение q из условия жесткости червяка qmin = =0,212z2=8,48<10.

Коэффициент смещения:

, |x| < 1

Размеры червяка и колеса.

- диаметр делительный червяка

d1 = qm;

d1 = 10×5=50 мм.

- диаметр вершин витков

da1 = d1 + 2m;

da1 = 50 + 2×5= 60 мм.

- диаметр впадин

df1= d1 - 2,4m.

df1= 50 - 2,4×5= 38 мм.

Находим длину b1 нарезанной части червяка. Т.к. z1=1, x=0, то

b1 ³ (11+0,06z2)m = 67 мм.

Для фрезеруемых и шлифуемых червяков полученную расчетом длину b1 при m<10мм увеличивают на 25мм, следовательно b1 = 67 + 25 = 92мм. Принимаем значение из ряда линейных размеров b1 = 95 мм.

- диаметр делительной (начальной) окружности колеса

d2 = z2m;

d2 = 40×5 = 200 мм.

- диаметр окружности вершин зубьев

da2 = d2+2(1+х)m;

da2 = 200 + 2×1×5 = 210 мм.

- диаметр колеса наибольший

daM2 £ da2+ 6m / (z1 + 2);

daM2 £ 210+6×5/(1+2) £ 220 мм

- диаметр впадин df2=d2 - 2m(1,2-x).

df2=200 - 2×5×(1,2-0) = 188 мм.

- ширина венца b2aaw=44,4, где для z1=1 значение ψa=0,355. Принимаем b2 =45 мм.

Проверочный расчет передачи на прочность.

Определяем скорость сколь­жения в зацеплении vs=v1/cosg, где v1=pn1d1/60 (v1 окружная скорость на червяке, м/с; n1= 920 об/мин; d1=50мм); g—угол подъема линии витка для z1=1 и q=10 значение g = 5°43').

v1=pn1d1/60 = 3,14×920×0,05/60 = 2,4 м/с

Следовательно vs=2,4/cos 5°43' =2,41 м/с

По полученному значению vs уточ­няют допускаемое напряжение:

[s]H = 275 - 25vs = 215 МПа

Определяют расчетное напряжение

где dw1= m×(q + 2х) = 5×(10+2·0) = 50 мм начальный диа­метр червяка;

Kb — коэффициент кон­центрации нагрузки;

Kb = 1 – (1-X)×(z2/q)3 = 1

Здесь: q = 108 – коэффициент деформации червяка;

Х–коэффициент режима. При постоянной нагрузке Х = 1 и Kb = 1,0.

КV скоростной коэффициент. При v2<3 м/с коэффициент КV =1.

Окружная скорость (м/с) колеса v2=pd2n2/60 = 3,14×0,2×23/60=0,24м/с.

Таким образом:

условие выполняется.

КПД передачи.

Коэффициент по­лезного действия червячной передачи

где gw — угол подъема линии витка на начальном цилиндре, gw=arctg[z1/(q+2x)] = arctg[1/(10+2×0)] = 5°42';

r—приведенный угол трения, опреде­ляемый экспериментально. В него включены также относительные потери мощности в зацеплении, в опорах и на перемешивание масла. Значение угла трения r между стальным червяком и колесом из латуни принимают в зави­симости от скорости скольжения. Т.к. vs = 2,41 м/с, следовательно r=1°44'.

Таким образом КПД:

Силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осе­вой силе на червяке:

Ft2 = Fa1 = 2T2/d2.

Ft2 = Fa1 = 2×352,2/0,2 = 3522 Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

Ft1=Fa2 = Ft2 ×z1/(q×h).

Ft1 = Fa2 = 3522×1 / (10×0,765) = 460,4 Н.

Радиальная сила Fr = Ft2tga.

Для стандартного угла a=20°, Fr = 0,364Ft2 = 0,364×3522 = 1285,5 Н.

3.9. Проверка зубьев колеса по на­пряжениям изгиба.

Расчетное напря­жение изгиба:

где коэффициенты нагрузки Kb = 1 и Kv = 1; m = 0,005 м., dw1 = 0,05 м.; YF коэф­фициент формы зуба, прини­мают в зависимости от zv2=z2/cos3gw = 40/cos35°42' ≈ 41, следовательно YF = 1,54.

FtE2= KFt2 эквивалентная окру­жная сила на колесе, где коэффициент долговечности K = 1, в связи с тем, что режим работы постоянный.

Т.о. FtE2= Ft2 = 3522 Н.

В итоге

условие выполняется

Тепловой расчет.

Червячный редуктор в связи с невысоким КПД и большим выделением теплоты прове­ряют на нагрев.

Мощность (Вт) на червяке Р1 = 0,1T2n2/h = 0,1×352,2×23 / 0,765 = 1058,9 Вт.

Температура нагрева масла без искусственного охлаждения

где y=0,3 — коэффициент, учитываю­щий отвод теплоты от корпуса редук­тора в металлическую плиту или раму;

[t]раб =95° - максимальная допусти­мая температура нагрева масла.

Поверхность охлаждения корпуса А2) равна поверхности всех его стенок, кроме поверхности дна, кото­рой он крепится к плите или раме.

Поверхность охлаждения корпуса определим по соотношению А = 12аw1,71, где aw — межосевое расстоя­ние, м.

А = 12аw1,71 = 12×0,1251,71 = 0,343 м2

Коэффициент теплоотдачи KT=9...17 Вт/(м2·°C) (большие значе­ния при хороших условиях охлажде­ния).

Таким образом , т.е. условие выполняется.

Проектный расчет

Диаметры валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяем следующим образом:

Быстроходный вал

Диаметр d выходного конца:

d ³ (7…8) 3ÖТБ = (7…8) 3Ö11 = 15,5…17,8 мм.

Принимаем значение из ряда нормальных линейных размеров d = 24 мм.

Ориентировочная длина под полумуфту: l1 = (1,2…1,5)d= 28,8…36 мм.

Принимаем l1 = 30 мм.

Диаметр вала под подшипник dп ³ d + 2t ³ 28 мм,

где высота буртика t = 2 мм;

Принимаем dп = 30 мм.

Диаметр dбп ³ dп + 3 r ³ 36 мм.

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем dбп = 36 мм.

Тихоходный вал.

Диаметр d выходного конца:

d³(5…6)3ÖТТ = (5…6) 3Ö352,2 =35,3…42,4 мм.

Принимаем d = 40 мм.

Диаметр вала под подшипник dп ³ d + 2 t ³ 45 мм,

где высота буртика t = 2,5 мм;

Принимаем dп = 45 мм.

Диаметр dбп ³ dп + 3r ³ 54 мм.

где координата фаски подшипника r = 3 мм;

Принимаем dбп = 56 мм.

Диаметр dк ³ dбп

Принимаем dк = 56 мм.

Поделиться:





Воспользуйтесь поиском по сайту:



©2015 - 2024 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...