регистрация / вход

Кинематический и силовой расчет привода 2

1 Кинематический и силовой расчет привода 1.1 Выбор электродвигателя Определим потребляемую мощность привода по формуле: /1000, – тяговая сила конвейера, Н;

1 Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определим потребляемую мощность привода по формуле:

Р вых = FV /1000,

где F – тяговая сила конвейера, Н;

V – скорость тяговой цепи, м/с.

Р вых = 4500×0,65/1000 = 2,93 кВт.

Общий КПД привода:

hобщ = hч hц hм h2 подш ,

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

P э.тр = Р вых /hобщ = 2,93/0,715 = 4,09 кВт.

Частота вращения приводного вала:

n вых = 6∙104 V /(pD зв ),

где D зв – диаметр звездочки, мм.

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

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

Выбираем электродвигатель АИР112M4: Р дв = 5,5 кВт; n дв = 1432 об/мин.

1.2 Уточнение передаточных чисел

Определим общее передаточное число привода

u общ = n дв /n вых = 1432/43,7 = 32,75.

Примем передаточное число червячной передачи u Ч = 16, тогда передаточное число цепной передачи

u Ц = u общ /u Ч = 32,75/16 = 2,05.

1.3 Определение вращающих моментов на валах редуктора

Частота вращения тихоходного вала

n Т = n вых u Ц = 43,7∙2,05 = 89,5 об/мин.

Частота вращения быстроходного вала

n Б = n Б u Ч = 89,5∙16 = 1432 об/мин.

Момент на приводном валу

T вых = FD зв /2000 = 4500∙284/2000 = 639 Н×м.

Вращающий момент на тихоходном валу

Т Т = Т вых /(hподш hц u Ц ) = 639/(0,99∙0,93∙2,05) = 339 Н×м.

Момент на быстроходном валу

Т Б = Т Т /(hподш hч u Ч ) = 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;

Т 2 – 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(Т 2 ×103 /[s]2 Н )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 z 1 = 2. Число зубьев колеса z 2 = z 1 u = 2×16 = 32. Округляем до целого числа z 2 = 32.

Определим модуль зацепления

m = (1,5…1,7)aw /z 2 = (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)z 2 = (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 + z 2 ) = -0,16.

Определим фактическое передаточное число и проверим его отклонение от заданного:

u ф = z 2 /z 1 = 32/2 = 16;

(|16 – 16|/16)×100% = 0 % < 4%.

Определим фактическое значение межосевого расстояния

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

Вычисляем основные геометрические размеры червяка:

делительный диаметр

d 1 = qm = 8×6,3 = 50,4 мм;

начальный диаметр

dw 1 = m (q + 2x ) = 6,3×(8 + 2×-0,16) = 48,4 мм;

диаметр вершин витков

da 1 = d 1 + 2m = 50,4 + 2×6,3 = 63 мм;

диаметр впадин витков

df 1 = d 1 – 2,4m = 50,4 – 2,4×6,3 = 35,28 мм;

делительный угол подъема линии витков

g = arctg(z 1 /q ) = arctg(2/8) = 14,04°;

длина нарезаемой части червяка

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

округляем до значения из ряда нормальных размеров b 1 = 60 мм.

Основные геометрические размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр

d 2 = dw 2 = mz 2 = 6,3×32 = 201,6 мм;

диаметр вершин зубьев

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

наибольший диаметр колеса

da м2da 2 + 6m /(z 1 + 2) = 212,2 + 6×6,3/(2 + 2) = 221,65 мм;

диаметр впадин зубьев

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

ширина венца

b 2 = 0,355aw = 0,355×125 = 44,4 мм,

округляем до значения из ряда нормальных размеров b 2 = 45 мм;

условный угол обхвата червяка венцом колеса

2d = 2×arcsin(b 2 /(da 1 – 0,5m )) = 2×arcsin(45/(63 – 0,5×6,3)) = 98°.

Определим силы в зацеплении

окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке

Ft 2 = Fa 1 = 2000T 2 /d 2 = 2000×339/201,6 = 3363 Н;

окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе

Ft 1 = Fa 2 = 2000T 2 /(u ф d 1 ) = 2000×339/(16×50,4) = 841 Н;

радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо

Fr = Ft 2 tg20° = 3363×0,364 = 1224 Н.

2.4 Проверочный расчёт червячной передачи

Фактическая скорость скольжения

vS = u ф w2 d 1 /(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 = 0,7YF 2 Ft 2 K /(b 2 m ) ≤ [s]F ,

где YF 2 – коэффициент формы зуба колеса, который определяется в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса:

zv 2 = z 2 /cos3 g = 32/cos3 14,04° = 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 » 12,0aw 1,7 = 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;

P 1 – мощность на червяке, кВт;

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

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

t 0 = 20 °С – температура окружающего воздуха;

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

t раб = 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 T 1 – вращающий момент на ведущей звездочке, Н∙м;

K Э – коэффициент эксплуатации;

v – число рядов цепи;

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

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

Полученное значение шага цепи округляем до большего стандартного: p = 25,4 мм.

Число зубьев ведущей звездочки

z 1 = 29 – 2u ,

где u – передаточное число цепной передачи

z 1 = 29 – 2∙2,05 = 24,9.

Полученное значение округляем до целого нечетного: z 1 = 25.

Коэффициент эксплуатации K Э определяем по формуле

K Э = K Д K рег K q K с K р ,

где К Д – коэффициент динамичности нагрузки;

К рег – коэффициент регулировки межосевого расстояния;

К q – коэффициент положения передачи;

К с – коэффициент смазывания;

К р – коэффициент режима работы.

K Э = 1∙1∙1∙1,5∙1,25 = 1,88.

Число зубьев ведомой звездочки

z 2 = z 1 u = 25∙2,05 = 51,25.

Полученное значение округляем до целого нечетного: z 2 = 53.

Определим фактическое передаточное число

u ф = z 2 /z 1 = 53/25 = 2,12.

Полученное значение отличается от заданного на 3,41 %.

Определим предварительное межосевое расстояние

a = (30…50)p = 40∙25,4 = 1016 мм.

Определим число звеньев цепи

lp = 2ap +0,5∙(z 1 + z 2 ) + ((z 2z 1 )/2p)2 /ap ,

где ap = a /p = 40 – межосевое расстояние в шагах.

lp = 2∙40+0,5∙(25 + 53) + ((53 – 25)/2∙3,14)2 /40 = 119,50.

Полученное значение lp округляем до целого четного числа: lp = 120.

Уточним межосевое расстояние в шагах

=

= 0,25∙(120 – 0,5∙(53 + 25) + ((120 – 0,5∙(53 + 25))2 – 8(53 – 25 /6,28)2 )1/2 ) = 40,25.

Фактическое межосевое расстояние

a = ap p = 40,25∙25,4 = 1022 мм.

Монтажное межосевое расстояние

a м = 0,995∙а = 0,995∙1022 = 1017 мм.

Определим длину цепи

l = lp p = 120∙25,4 = 3048 мм.

Определим делительные диаметры звездочек

d д 1 = p /sin(180°/z 1 ) = 25,4/sin(180°/25) = 202,76 мм,

d д 2 = p /sin(180°/z 2 ) = 25,4/sin(180°/53) = 428,98 мм.

Определим диаметры окружностей выступов звездочек

De 1 = p (0,532 + ctg(180/z 1 )) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/25)) = 214,68 мм,

De 2 = p (0,532 + ctg(180/z 2 )) = 25,4∙(0,532 + ctg(180/53)) = 441,74 мм.

Диаметры окружностей впадин

Di 1 = dд 1 – 2∙(0,5025∙d 1 + 0,05),

где d 1 – диаметр ролика шарнира цепи, мм.

Di 1 = 202,76 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) = 194,70 мм,

Di 2 = dд 2 – 2∙(0,5025∙d 1 + 0,05) = 428,98 – 2∙(0,5025∙7,92 + 0,05) = 420,92 мм.

3.2 Проверочный расчет

Проверим частоту вращения меньшей звездочки

n 1 £ [n ]1 ,

где n 1 – частота вращения вала ведущей звездочки, об/мин;

[n ]1 – допускаемая частота вращения, об/мин.

[n ]1 = 15000/p = 15000/25,4 = 591 об/мин.

89,5 об/мин < 591 об/мин.

Условие выполнено.

Проверим число ударов цепи о зубья звездочек

U £ [U ],

где U – расчетное число ударов;

[U ] – допускаемое число ударов.

U = 4z 1 n 1 /(60lp ) = 4∙25∙89,5/(60∙120) = 1,24;

[U ] = 508/p = 508/25,4 = 20.

1,24 < 20.

Условие выполнено.

Определим окружную скорость цепи

v = z 1 pn 1 /60000 = 25∙25,4∙89,5/60000 = 0,95 м/с.

Определим окружную силу, передаваемую цепью

Ft = P 1 ∙103 /v ,

где P 1 – мощность на ведущей звездочке, кВт.

Ft = 5,5∙103 /0,95 = 5807 Н,

Проверим давление в шарнирах цепи

р ц = Ft K Э /А £ [p ц ],

где А – площадь проекции опорной поверхности шарнира, мм2 .

А = d 1 b 3 ,

где b 3 – ширина внутреннего звена цепи, мм.

А = 7,92∙15,88 = 125,77 мм2 ;

p ц = 5807∙1,88/125,77 = 31,57 Н/мм2 ;

31,57 Н/мм2 < 35 Н/мм2 .

Условие выполнено.

Предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

F 0 = Kf qag ,

где Kf – коэффициент провисания;

q – масса 1 м цепи, кг/м;

а – межосевое расстояние;

g – ускорение свободного падения, м/с2 .

F 0 = 6∙2,6∙1017∙9,81 = 156 Н.

Определим силу давления цепи на вал:

F оп = k в Ft + 2F 0 = 1,15∙5807 + 2∙156 = 6989 Н.


4 Предварительный расчет валов и выбор подшипников

Быстроходный вал (вал-червяк):

d 1 = (0,8…1,2)×d дв = (0,8…1,2)×28 = 22,4…33,6 мм,

где d дв – диаметр выходного конца вала ротора двигателя, мм.

Из полученного интервала принимаем стандартное значение d 1 = 25 мм. Длина ступени под полумуфту:

l 1 = (1,0…1,5)d 1 = (1,0…1,5)×25 = 25…37,5 мм,

принимаем l 1 = 40 мм.

Размеры остальных ступеней:

d 2 = d 1 + 2t = 25 + 2×2,2 = 29,4 мм, принимаем d 2 = 30 мм;

l 2 » 1,5d 2 = 1,5×30 = 45 мм, принимаем l 2 = 45 мм;

d 3 = d 2 + 3,2r = 30 + 3,2×2 = 36,4 мм, принимаем d 3 = 38 мм;

d 4 = d 2 .

Тихоходный вал (вал колеса):

(339×103 /(0,2×40))1/3 = 34,86 мм, принимаем d 1 = 35 мм;

l 1 = (0,8…1,5)d 1 = (0,8…1,5)×35 = 28…52,5 мм, принимаем l 1 = 50 мм;

d 2 = d 1 + 2t = 35 + 2×2,5 = 40 мм, принимаем d 2 = 40 мм;

l 2 » 1,25d 2 = 1,25×40 = 50 мм, принимаем l 2 = 50 мм;

d 3 = d 2 + 3,2r = 40 + 3,2×2,5 = 48 мм, принимаем d 3 = 48 мм;

d 4 = d 2 ;

Предварительно назначаем роликовые конические однорядные подшипники легкой серии:

· для быстроходного вала: 7206A;

· для тихоходного: 7208A.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

Комментариев на модерации: 1.

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий