Смекни!
smekni.com

Кинематический и силовой расчет привода 2 (стр. 1 из 2)

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определим потребляемую мощность привода по формуле:

Рвых = FV/1000,

где F – тяговая сила конвейера, Н;

V – скорость тяговой цепи, м/с.

Рвых = 4500×0,65/1000 = 2,93 кВт.

Общий КПД привода:

hобщ = hчhцhмh2подш,

где hч – КПД червячной передачи;

hц – КПД цепной передачи;

hм – КПД муфты;

hподш – КПД одной пары подшипников качения.

hобщ = 0,8∙0,93∙0,98∙0,992 = 0,715,

Тогда требуемая мощность электродвигателя

Pэ.тр = Рвых/hобщ = 2,93/0,715 = 4,09 кВт.

Частота вращения приводного вала:

nвых = 6∙104 V/(pDзв),

где Dзв – диаметр звездочки, мм.

Dзв = p/sin(180°/Z) = 80/sin(180°/11) = 284 мм;

nвых = 60000∙0,65/(3,14∙284) = 43,7 об/мин.

Выбираем электродвигатель АИР112M4: Рдв = 5,5 кВт; nдв = 1432 об/мин.

1.2 Уточнение передаточных чисел

Определим общее передаточное число привода

uобщ = nдв/nвых = 1432/43,7 = 32,75.

Примем передаточное число червячной передачи uЧ = 16, тогда передаточное число цепной передачи

uЦ = uобщ/uЧ = 32,75/16 = 2,05.

1.3 Определение вращающих моментов на валах редуктора

Частота вращения тихоходного вала

nТ = nвыхuЦ = 43,7∙2,05 = 89,5 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

nБ = nБuЧ = 89,5∙16 = 1432 об/мин.

Момент на приводном валу

Tвых = FDзв/2000 = 4500∙284/2000 = 639 Н×м.

Вращающий момент на тихоходном валу

ТТ = Твых/(hподшhцuЦ) = 639/(0,99∙0,93∙2,05) = 339 Н×м.

Момент на быстроходном валу

ТБ = ТТ/(hподшhчuЧ) = 339/(0,99∙0,8∙16) = 27 Н×м.


2 Расчет червячной передачи

2.1 Выбор материала червячного колеса

Определим скорость скольжения:

4,3×9,4×16×(339)1/3/1000 = 4,51 м/с;

где w2 – угловая скорость вала червячного колеса, рад/с;

u – передаточное число червячной передачи;

Т2 – крутящий момент на валу червячного колеса, Н×м.

Выбираем из группы II материал БрА10Ж4Н4, полученный способом центробежного литья, sв = 700 Н/мм2, sт = 460 Н/мм2.

2.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[s]Н = 300 – 25VS = 300 – 25×4,51 = 187,3 Н/мм2.

Коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность:

KFL = (106/N)1/9 = (106/193903200)1/9 = 0,56.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[s]F = (0,08sв + 0,25sт)KFL = (0,08×700 + 0,25×460)×0,56 = 95,2 Н/мм2.

2.3 Проектный расчёт червячной передачи

Определяем межосевое расстояние:

aw = 61(Т2×103/[s]2Н)1/3 = 61×(339×103/187,32)1/3 = 122,94 мм.

Полученное значение округляем до ближайшего большего стандартного значения межосевого расстояния для червячной передачи aw = 125 мм.

Число витков червяка z1 = 2. Число зубьев колеса z2 = z1u = 2×16 = 32. Округляем до целого числа z2 = 32.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)aw/z2 = (1,5…1,7)×125/32 = 5,86…6,64 мм,

округляем в большую сторону до стандартного значения m = 6,3 мм.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

q = (0,212…0,25)z2 = (0,212…0,25)×32 = 6,78…8;

округляем в большую сторону до стандартного значения q = 8.

Коэффициент смещения инструмента

х = (aw/m) – 0,5(q + z2) = -0,16.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

uф = z2/z1 = 32/2 = 16;

(|16 – 16|/16)×100% = 0 % < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

aw = 0,5m(q + z2 + 2x) = 0,5×6,3×(8 + 32 + 2×-0,16) = 125 мм.

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d1 = qm = 8×6,3 = 50,4 мм;

начальный диаметр

dw1 = m(q + 2x) = 6,3×(8 + 2×-0,16) = 48,4 мм;

диаметр вершин витков

da1 = d1 + 2m = 50,4 + 2×6,3 = 63 мм;

диаметр впадин витков

df1 = d1 – 2,4m = 50,4 – 2,4×6,3 = 35,28 мм;

делительный угол подъема линии витков

g = arctg(z1/q) = arctg(2/8) = 14,04°;

длина нарезаемой части червяка

b1 = (10 + 5,5|x| + z1)m + C = (10 + 5,5|-0,16| + 2)×6,3 + 0 = 59,1 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d2 = dw2 = mz2 = 6,3×32 = 201,6 мм;

диаметр вершин зубьев

da2 = d2 + 2m(1 + x) = 201,6 + 2×6,3×(1 + -0,16) = 212,2 мм;

наибольший диаметр колеса

daм2da2 + 6m/(z1 + 2) = 212,2 + 6×6,3/(2 + 2) = 221,65 мм;

диаметр впадин зубьев

df2 = d2 – 2m(1,2 – x) = 201,6 – 2×6,3×(1,2 – -0,16) = 184,48 мм;

ширина венца

b2 = 0,355aw = 0,355×125 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2d = 2×arcsin(b2/(da1 – 0,5m)) = 2×arcsin(45/(63 – 0,5×6,3)) = 98°.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft2 = Fa1 = 2000T2/d2 = 2000×339/201,6 = 3363 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft1 = Fa2 = 2000T2/(uфd1) = 2000×339/(16×50,4) = 841 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft2tg20° = 3363×0,364 = 1224 Н.

2.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

vS = uфw2d1/(2cosg×103) = 16×9,4×50,4/(2×cos14,04°×103) = 3,91 м/с.

Определим коэффициент полезного действия передачи

h = tgg/tg(g + j) = tg14,04°/tg(14,04 + 2,5)° = 0,84,

где j – угол трения, зависящий от фактической скорости скольжения, град.

Проверим контактные напряжения зубьев колеса

где K – коэффициент нагрузки;

[s]Н – допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, уточненное по фактической скорости скольжения, Н/мм2

sH = 340×(3363×1/(50,4×201,6))1/2 = 185,6 ≤ 202,3 Н/мм2.

Полученное значение контактного напряжения меньше допустимого на 8,3%, условие выполнено.

Проверим напряжения изгиба зубьев колеса

sF = 0,7YF2Ft2K/(b2m) ≤ [s]F,

где YF2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

zv2 = z2/cos3g = 32/cos314,04° = 35,

тогда напряжения изгиба равны

sF = 0,7×1,64×3363×1/(45×6,3) = 13,6 ≤ 95,2 Н/мм2,

условие выполнено.

2.5 Расчет червячной передачи на нагрев

Определяем площадь поверхности охлаждения корпуса редуктора:

А » 12,0aw1,7 = 12,0×0,1251,7 = 0,35 м2,

где aw – межосевое расстояние червячной передачи, м.

Температура нагрева масла в масляной ванне редуктора:

где h – КПД червячной передачи;

P1 – мощность на червяке, кВт;

KT – коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2×°С);

y – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую раму;

t0 = 20 °С – температура окружающего воздуха;

[t]раб = 95 °С – максимально допустимая температура нагрева масла в масляной ванне редуктора, °С.

tраб = 1000×(1 – 0,84)×4,09/(17×0,35×(1 + 0,3)) + 20 = 78,6 °С.


3 Расчет цепной передачи

3.1 Проектировочный расчет

Определим шаг цепи:

,

где T1 – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;

KЭ – коэффициент эксплуатации;

v – число рядов цепи;

[pц] – допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм2.

р = 2,8∙(339∙103∙1,88/(1∙25∙35))1/3 = 20,208 мм.