Разработка привода цепного транспортера (стр. 7 из 8)

рис. 8 Момент изгиба в вертикальной плоскости для выходного вала

рис. 9 Момент изгиба в горизонтальной плоскости для выходного вала

рис. 10 Коэффициент запаса по усталостной прочности для выходного вала

2.9 Расчет и конструирование корпуса и крепежных деталей

Основные размеры редуктора рассчитаны в пункте 2.3. Рассчитываем дополнительные размеры корпуса по следующим формулам и зависимостям.

Определим высоту центров:

h=1,06·a_т=1,06·160=169,6 (мм) (2.9.1)

где а_т- межосевое расстояние тихоходной ступени. По таблице 10.6[1] размер h округляем до ближайшего размера, получаем h=180(мм).

Толщина стенок корпуса редуктора

, откуда δ=9. Округляя, назначим δ=10.

Элементы корпуса должны сопрягаться одинаковым радиусом: r=0,25δ=0,25·10=2,5(мм) (2.9.2)

где δ-толщина стенки основания корпуса. Толщина крышки корпуса: δ₁=0,9· δ=0,9·10=9(мм) (2.9.3)

где δ-толщина стенки основания корпуса.

Зазор между внутренними стенками корпуса и поверхностями вращающихся деталей a=1,2δ=12 мм.

2.10 Тепловой расчет и смазка редуктора

По рекомендации (гл.IX [1]) выбираем глубину погружения колеса первой ступени на две высоты зуба, но не менее 10мм: 2·2,25·m=2·2,25·1=4,5 мм. Принимаем глубину 10 мм с учетом ее уменьшения из-за разбрызгивания масла и прилипания его к стенкам корпуса и другим деталям. Глубина погружения тихоходного колеса:

(2.10.1)

где d₂′-делительный диаметр колеса быстроходной ступени,

d₂′′- делительный диаметр колеса тихоходной ступени.

Тогда по рис.1 d₂′=256 мм, d₂′′=242,5 мм, и по формуле (2.10.1)

По значениям окружных скоростей колес при s_в=850 МПа=86,7

(табл. 9,5[1]), находим соответствующую вязкость масла: 270 сст. По таблице 9.1[1] выбираем по вязкости автотракторное масло АК-15. Проводим тепловой расчёт.

Проводим тепловой расчет. Находим тепловую мощность

(2.10.2)

где Р₁ = 3,84 Вт – мощность на входном валу.

h = 0,97² – КПД зубчатой передачи.

Через стенки корпуса редуктора тепло передается в окружающую среду, тем самым происходит естественное охлаждение. Количество теплоты, отданной в секунду или мощность теплоотдачи:

(2.10.3)

где k – коэффициент теплоотдачи, принимаем k = 18 Вт/м² ×°С,

А – площадь поверхности охлаждения:

(2.10.4)

где S₁ = 0,920 × 0,250 = 0,23 м² – площадь поверхности днища, которая учитывается, т.к. редуктор свободно обдувается воздухом.

S₂ = 0,920 × 0,012 = 0,011 м² - площадь боковой стороны редуктора соприкасаемая с маслом.

S₃ = 0,250 × 0,012 = 0,003 м² – площадь торцевой стороны редуктора соприкасаемая с маслом.

S₄ = 0,005 × 0,3 × 2 = 0,003 м² – площадь ребер охлаждения.

Подставляем значения в формулу (2.10.4): А = 0,23+0,011+0,003+0,003 = 0,247 м²

t₀ = 20°C – температура окружающего воздуха,

t₁ = 90°C – внутренняя температура редуктора или температура масла.

Подставляем значения в формулу 2.10.3:

Необходимое условие

выполнено.

Естественного охлаждения достаточно.

Удаление масла производится через сливную масленую пробку М24х1,5 ГОСТ 9833-73.

Контроль уровня масла производим с помощь трубчатого масло указателя Н = 210мм.

3. Расчёт ременной передачи

По графику рис.12.23 [3] выбираем сечение ремня. Рекомендуют сечение А. По графику рис.12.25 [3], учитывая рекомендацию 12.31 [3], принимаем d_р1=190 мм и находим Р₀=3 кВт. Рассчитываем геометрические параметры передачи: d_р2= d_р1.i_рем=190.2=380 мм, по ряду Ra40 принимаем d_р2=400 мм. По рекомендации 12.29[3] предварительно принимаем а⁹= d_р2 =400 мм. По формуле: l=2.a+0.5π(d₁+d₂)+(d₁-d₂)²/4∙a (3.1)

находим: l=2.400+0.5π(400+190)+(400-190)²/4∙400=1753,8 мм.

По таблице 12.2 принимаем l=1800 мм.

По формуле:

, (3.2)

где l - длинна ремня, l=1800 мм,

d₁ и d₂ - диаметры соответствующих шкивов, d₁=400 мм и d₂=190 мм,

а - межосевое расстояние,

уточняем:

По формуле: a=1808-57(d₂-d₁)/a=1808-57(400-190)/423,8=151,88 (3.3)

вычисляем угол обхвата ремня малого шкива. Значение находится в допускаемых пределах (см.рекомендации.12.29[3]).

По формуле: P_p=P₀.C_a.C_l.C_i/C_p, (3.4), где С_a - коэффициент угла обхвата. Здесь С_a=0.925 (см. стр.272[3]),

С_l - коэффициент длинны ремня, по рис.12.27[3] С_l=1,03,

C_i - коэффициент передаточного отношения, по рис.12.28[3] C_i=1.125,

C_p - коэффициент режима нагрузки, учитывая, что нагрузка с умеренными колебаниями, принимаем C_p=1.2, определяем мощность Р_р передаваемую одним ремнем: P_p=3.0.925.1,03.1.125/1.2=2,7 кВт

По формуле: Z=P/P_p.C_z, (3.5), где P - мощность на ведущем валу передачи, C_z - коэффициент числа ремней, C_z=1, так как 1 ремень, определяем число ремней. Z=3,84/2,7.1=1,42,условие z[6 выполняется.

По формуле: F₀=0.85.P.C_P.C_l!(Z.y.C_a.C_i)+F_y, (3.6), где F_y=r.A.y² - центробежная сила, А - площадь сечения, А=138.10^{-6 м2}, r=1250 кг/м³, y - скорость ремня при расчетной частоте вращения: y=π.d_p1.n₁/60=3.14.0.19.1430/60=14,4 м/с, F_y=1250.138.10^-6.14,4²535,6 H, находим предварительное натяжение ремня: F₀=0.85.3,84.10³.1.2.1,03!(1.14,4.0.925.1.125)+35,6=304,8 H.

По формуле:

, (3.7)

сила, действующая на вал при b/2=(180-a)/2=(180-151,8)/2=14,1, в статическом состоянии передачи: F_r=2.304,8.cos14,185591,2 H,

при n51430 мин^-1 F_r=591,2-2.F_v.Z=591,2-2.35,6.1=520 H

В нашем случае влияние центробежных сил мало.

Ресурс наработки ремней находим по формуле: T=T_cp.k₁.k₂, (3.8)

где k₁ - коэффициент режима нагрузки, k₁=1,

Т_ср - ресурс наработки для эксплуатации при среднем режиме нагрузки, Т_ср=2000ч.,

k₂ - коэффициент климатических условий, k₂=1.

Т= Т_ср=2000ч.

Расчёт ременной передачи в «APM WinMachine».

рис. 11 Ввод данных для расчёта ременной передачи

рис. 12 Результаты расчёта ременной передачи

рис. 13 Результаты расчёта ременной передачи

рис. 14 Результаты расчёта ременной передачи

рис. 15 Результаты расчёта ременной передачи

Вывод

Как видно, основные геметрические параметры передачи, расчитанные вручную и автоматизированно практически схожи. Различие лежит в переделах 10%, что доказывает правильность ручного расчёта.

4. Подбор, проверка и эскизная компоновка муфт

Так как в нашем случае муфта соединяет выходной вал редуктора с исполнительным органом, то по рекомендации (стр.472[1]) выбираем сцепную управляемую муфту. Выбор муфты обусловлен тем, что в процессе эксплуатации может понадобиться отключение исполнительного органа от редуктора без остановки электродвигателя. Кроме того, данная муфта предохраняет конструкцию в целом от перегрузок.

Муфта допускает смещение осей валов: радиальное – от 0,5 до1,2 мм.и угловое - до 1

Диаметр в месте посадки муфты принимаем равным диаметру выходного вала d=55 мм.

Рассчитаем момент муфты между редуктором и исполнительным органом

(4.1)

где N-мощность электродвигателя,

К-коэффициент,

-общий К.П.Д. привода

n-частота вращения

К=

, определяем по таблице 1[5], К=2. Отсюда по формуле (4.1): . Диаметр вала d=55 мм. Для этих значений по таблице 11.6 [6] принимаем фрикционную многодисковую механическую муфту МН 5664 – 55. Для d=55 мм число дисков – 8.

На рис. 16 изображен эскиз муфты

Рис. 16 Эскиз управляемой сцепной фрикционной муфты

5. Расчет и проектирование тяговой звёздочки

Определяем размеры вала и выбираем тип подшипников. В пункте 2.2 рассчитан диаметр тихоходного вала привода d=49,2 мм. По рекомендациям (стр. 223 [1]) на вал звёздочки транспортёра устанавливаем шариковые подшипники радиальные двухрядные сферические. Диаметр под подшипник принимаем d₁=50 мм. Предварительно принимаем шарикоподшипники лёгкой серии №1210: d =50мм, D=90мм, В=20мм, которые на валу закрепляются в осевом направлении. По таблице 18.19[1] выбираем корпус узкой серии УМ140.