Проверочный расчет передачи на прочность.

Исходные данные для проектирования

«Спроектировать привод ленточного конвейера».

Требуемые:

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

- Диаметр колеса D_б= 315 мм.

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

Схема привода:

 

 

Выбор электродвигателя

Ресурс приводного устройства в часах:

L_h=365L_Гt_cL_c=365×5×8×1=14600,

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

t_c – продолжительность смены, ч

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

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

Определяем требуемую мощность ковшового элеватора (мощность на выходе)

,

Определяем требуемую мощность электродвигателя.

,

где h - КПД всего привода: ,

где h_чп = 0,8 – КПД червячной передачи;

h_м = 0,98 – КПД муфты;

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

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

Выбор электродвигателя

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

Определение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число u_общ=n_дв/n_вых = 920/ 23 = 40

где n_вых – частота вращения выходного вала:

Таким образом передаточное отношение редуктора: u_р = 40.

Кинематический расчет

Быстроходный вал редуктора:

- мощность P₁=P_дв×h_м×h_пк=1100×0,98×0,99=1067,22 Вт.

- частота вращения n₁= n_дв = 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×h_р×h_пк=1067,22×0,8×0,99=845,24 Вт.

- частота вращения n₂= n₁/u_р=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×h_м×h_пк=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 u_ч = 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: s_T = 750 МПа.

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

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

Механические свойства: s_В = 500 МПа, s_Т = 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 - 25v_s = 200 МПа

- допускаемые напряжения на из­гиб [s]_F: [s]_F = 0,25s_T +0,08s_B = 122,5 МПа;

Межосевое расстояние (м)

где [s]_H = 200·10⁶ Па;

при постоянном ре­жиме нагружения K_b=1,0.

Эквивалентный момент на колесе

Т_НЕ2 = К_HдT₂

Здесь, T₂ — номинальный момент на колесе;

Коэффициент долговечности для латуни К_Hд = 1,0.

Т.о. Т_НЕ2 = T₂ = 352,2 Н.

Полученное расчетом межосевое расстояние округляем до стан­дартного значения: a_w = 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 q_min = =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

d_a1 = d₁ + 2m;

d_a1 = 50 + 2×5= 60 мм.

- диаметр впадин

d_f1= d₁ - 2,4m.

d_f1= 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

d_a2 = d₂+2(1+х)m;

d_a2 = 200 + 2×1×5 = 210 мм.

- диаметр колеса наибольший

d_aM2 £ d_a2+ 6m / (z₁ + 2);

d_aM2 £ 210+6×5/(1+2) £ 220 мм

- диаметр впадин d_f2=d₂ - 2m(1,2-x).

d_f2=200 - 2×5×(1,2-0) = 188 мм.

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

Проверочный расчет передачи на прочность.

Определяем скорость сколь­жения в зацеплении v_s=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 v_s=2,4/cos 5°43' =2,41 м/с

По полученному значению v_s уточ­няют допускаемое напряжение:

[s]_H = 275 - 25v_s = 215 МПа

Определяют расчетное напряжение

где d_w1= m×(q + 2х) = 5×(10+2·0) = 50 мм – начальный диа­метр червяка;

K_b — коэффициент кон­центрации нагрузки;

K_b = 1 – (1-X)×(z₂/q)³ = 1

Здесь: q = 108 – коэффициент деформации червяка;

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

К_V — скоростной коэффициент. При v₂<3 м/с коэффициент К_V =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 g_w — угол подъема линии витка на начальном цилиндре, g_w=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. v_s = 2,41 м/с, следовательно r=1°44'.

Таким образом КПД:

Силы в зацеплении.

Окружная сила на колесе, равная осе­вой силе на червяке:

F_t2 = F_a1 = 2T₂/d₂.

F_t2 = F_a1 = 2×352,2/0,2 = 3522 Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе:

F_t1=F_a2 = F_t2 ×z₁/(q×h).

F_t1 = F_a2 = 3522×1 / (10×0,765) = 460,4 Н.

Радиальная сила F_r = F_t2tga.

Для стандартного угла a=20°, F_r = 0,364F_t2 = 0,364×3522 = 1285,5 Н.

3.9. Проверка зубьев колеса по на­пряжениям изгиба.

Расчетное напря­жение изгиба:

где коэффициенты нагрузки K_b = 1 и K_v = 1; m = 0,005 м., d_w1 = 0,05 м.; Y_F — коэф­фициент формы зуба, прини­мают в зависимости от z_v2=z₂/cos³g_w = 40/cos³5°42' ≈ 41, следовательно Y_F = 1,54.

F_tE2= K_FдF_t2 — эквивалентная окру­жная сила на колесе, где коэффициент долговечности K_Fд = 1, в связи с тем, что режим работы постоянный.

Т.о. F_tE2= F_t2 = 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 А (м²) равна поверхности всех его стенок, кроме поверхности дна, кото­рой он крепится к плите или раме.

Поверхность охлаждения корпуса определим по соотношению А = 12а_w^1,71, где a_w — межосевое расстоя­ние, м.

А = 12а_w^1,71 = 12×0,125^1,71 = 0,343 м²

Коэффициент теплоотдачи K_T=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) ³ÖТ_Б = (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 d_п ³ d + 2t ³ 28 мм,

где высота буртика t = 2 мм;

Принимаем d_п = 30 мм.

Диаметр d_бп ³ d_п + 3 r ³ 36 мм.

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем d_бп = 36 мм.

Тихоходный вал.

Диаметр d выходного конца:

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

Принимаем d = 40 мм.

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

где высота буртика t = 2,5 мм;

Принимаем d_п = 45 мм.

Диаметр d_бп ³ d_п + 3r ³ 54 мм.

где координата фаски подшипника r = 3 мм;

Принимаем d_бп = 56 мм.

Диаметр d_к ³ d_бп

Принимаем d_к = 56 мм.

12345Следующая ⇒

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: