Угол наклона гибкой передачи, β0 -- 55

Разработать привод винтового конвейера

по заданной схеме»

Вариант __6 - 7___

ωв
Тв

1- электродвигатель; 2-гибкая передача; 3 – редуктор;

4 – муфта; 5 – винтовой конвейер.

Рисунок 1. Схема привода

Технические условия

Требуемый момент, Т3 (Нм) -- 219

Угловая скорость, ώ2 (рад/с) -- 14,8

Угол наклона гибкой передачи, β0 -- 55

Ресурс работы привода, Lh(ч) -- 1600

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Листт
 
ТМиГ. РПВР. 00. 000 ПЗ    
1.2 Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя. Эскиз электродвигателя

Рисунок 1.1 Нумерация валов привода:

1 – вал электродвигателя, 2 – вал шестерни, 3 – вал колеса

1.2.1 Частота вращения 3-го вала

1.2.2 Мощность на 3-м валу

где Т3 – крутящий момент на 3-м валу,

ω3 –угловая скорость 3-го вала.

1.2.3 Мощность на 1-м валу

где ηобщ –общий КПД передачи

ηобщ=0,96 0,98 0,993=0,913 в приводе клиноременная и зубчатая передачи

1.2.4 Мощность на 2-м валу (мощность передаваемая 2-м валом)

1.2.5 Частота вращения 1-го вала (ориентировочно)

где – передаточное отношение привода

На передаточные отношения зубчатой передачи существует ГОСТ. Iзубч.пер.по ГОСТ: 2,8; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10;…

Первоначально рекомендуется взять iрем.пер = 2,5; Iзуб.пер.= 4 ,стр. 7,10

Iобщ=2,5 4 = 10 nор1 = 10 141,4 = 1414 об/мин

Стандартная (синхронная) частота вращения вала эл. двигателя по ГОСТ в об/мин: 750; 1000; 1500; 3000.

По nор1 выбирается ближайшая стандартная частота вращения электродвигателя nдв.ст=1500 об/мин.

По стандартной частоте вращения nдв.ст.=1500 об/мин и мощности на валу эл. двигателя P1 выбирается эл. двигатель 4А100L4. Мощность Рдв=4 КВт. Скольжение S=4,7%=70,5 об/мин. (см. приложение 6,7). Под Частота вращения вала под нагрузкой nдв=1430 об/мин.

1.2.6 Угловая скорость вала эл. двигателя

1.2.7 Уточнение передаточных чисел

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Лист
   
ДМ. РПВР. 00. 000 ПЗ    
1.2.8 Частота вращения и угловая скорость 2-го вала

1.2.9 Крутящие моменты, передаваемые валами

1.2.10 Результаты кинематического расчета привода

Таблица 1.1

Основные параметры кинематического расчета

№ вала Частота вращения n(об/мин) Угловая скорость (рад/с) Мощность Р (Вт) Крутящий момент Т(Н м) Передаточное отношение iобщ=10,11  
№ 1, вал эл. двиг-ля 149,6 23,73 iрем.п.=2,53  
№2, вал шестерни 59,1 57,1  
iз.п.=4  
№3, вал колеса 141,4 14,8  

 
 

2.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Данные к расчету

Iрем.п.=2,53; Т2=57,1 Н м; Р1=3550 Вт; n1=1430 об/мин.

2.2 Схема ременной передач

 

Рисунок 2.1 Параметры ременной передачи

....
а) угол наклона передачи; б) угол обхвата ремнем малого шкива;

в) основные размеры шкива

2.3 Выбор сечения ремня

По величине крутящего момента Т2 из табл. 2.1 выбирается ремень сечения Б.

Таблица 2.1

Клиновые ремни (по ГОСТ 1284.1-80)

Тип Обоз- наче- ние Размеры сечения, мм Пло- щадь сеч-я А, мм2 dmin, мм Применять при моменте Т2 ,
bp h bo hp
Нормальный 8,5 2,0 до 30
А 2,8 15-60
Б 14,0 10,5 4,0 50-150
В 19,0 13,5 4,8 120-600
Г 27,0 6,8 450-2400
Д 32,0 23,5 8,2 1600-6000

 

Рисунок 2.2 Сечение клинового ремня

2.4 Диаметр малого (ведущего) шкива

Диметры шкивов выбирают из стандартного ряда: 63, 71, 80, 90, 100, 112, 125, 140, 160, 180, 200, 224, 250, 280, 315, 355, 400, 450, 500, 560, 630, 710, 800, 900, 1000, 1120, 1250, 1400, 1600, 1800, 2000 мм.

В полученном интервале d1,нет значений стандартного ряда. Выбирается ближайшее большее значение d1=160 мм.

2.5 Диаметр ведомого шкива

где, - коэффициент скольжения,

мм. Из стандартного ряда d2= 400 мм.

2.6 Межосевое расстояние предварительно:

апредв.=1,5(d1+d2) = 1,5(160+400) =840 мм.

2.7 Длина ремня предварительно:

Стандартный ряд длин ремня, мм: 400; 450; 500; 560; 630; 710; 800; 900; 1000; 1120; 1400; 1600; 1800; 2000; 2240; 2500; 2800; 3150; 3550; 4000; 5000; 5600; 6300; 7100; 8000; 9000; 10000; 11200; 12500; 14000; 16000; 18000.

2.8 По ГОСТ 1284.1-80 выбирается длина ремня

2.9 Уточнение межосевого расстояния

-

 
2.10 Скорость ремня

2.11 Проверка длины ремня по частоте пробегов

 
2.12 Проверка угла обхвата ремнем малого шкива

α1

Рисунок 2.3 Угол

Для клиноременных передач  

2.13 Определение числа ремней в передаче

где Р1 – мощность на ведущем валу. Р1= 3550 Вт = 3,55 кВт.

Р0 – мощность передаваемая одним клиновым ремнем. Р0=4,1 кВт (см. табл. 2.2).


Таблица 2.2 Мощность Р0 к Вт, передаваемая одним клиновым ремнем (по ГОСТ 1284 – 80, с сокращениями ) Продолжение таблицы 2.2

Ср – коэффициент режима работы. При 2-х сменной работе привода к винтовому раздатчику имеющего рабочий орган шнек Ср=1,3 (см. табл. 2.3) .

Таблица 2.3

Значение Ср для клиновых передач с. 136

Режим работы Типы машин Ср при числе смен
Легкий Конвейеры ленточные; насосы и компрессоры центробежные; токарные и шлифовальные станки 1,0 1,1 1,4
Средний Конвейеры цепные; элеваторы; компрессоры и насосы поршневые 1,1 1,2 1,5
Тяжелый Конвейеры скребковые, шнеки; станки строгальные и долбежные; прессы 1,2 1,3 1,6
Очень тяжелый Подъемники, экскаваторы, молоты, дробилки 1,3 1,5 1,7

Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Листт
     
ТМиГ. РПВР. 00. 000 ПЗ    
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Листт
     
ТМиГ. РПВР. 00. 000 ПЗ    
Изм.
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
Листт
     
ТМиГ. РПВР. 00. 000 ПЗ    
CL- Коэффициент учитывающий длину ремня (см. табл. 2.4).

Таблица 2.4

Значение коэффициента CLдля клиновых ремней

Lрем. Сечение ремня
А Б В Г Д
0,79          
0,81          
0,82 0,79        
0,86 0,83        
0,92 0,87 0,82      
0,95 0,90 0,85      
0,98 0,93 0,88      
1,03 0,98 0,92      
1,06 1,01 0,95 0,86    
1,08 1,03 0,98 0,88    
1,10 1,06 1,00 0,91    
1,30 1,09 1,03 0,93    
- 1,11 1,05 0,95    
- 1,13 1,07 0,97 0,86  
- 1,17 1.13 1,02 0,91  
- - 1,17 1,06 0,95 0,91
- - 1.19 1.08 0,97 0,94
- - 1,23 1.12 1,01 0,97
- - - 1,16 1,05 1,01
- - - 1,21 1,09 1,05
- - - 1,23 1,11 1,07

При длине ремня Lр=2500 мм для сечения Б коэф-нт СL=1,03.

- коэф-т угла обхвата, выбирается из соотношений

Cα 1,0 0,95 0,89 0,83 0,82

Угол обхвата ремнем малого шкива =1630, поэтому =0,95.

Первоначально рекомендуется принять CZ=0,95.

Число ремней надо округлить до ближайшего целого числа в большую сторону Zрем=2 шт.

2.14 Сила предварительного натяжения ремней

Fо0
Fо0
Fо0
Fо0
Fвв
 

где - скорость ремня в м/с .

- коэффициент, учитывающий центробежную силу

Сечение ремня О А Б В Г Д
0,06 0,1 0,18 0,3 0,6 0,9

.

2.15 Сила, действующая на валы

2.16 Долговечность ремня в часах

  ;
Долговечность (рабочий ресурс ремней), должен быть не менее 5000 ч. при легком, 2000 ч. - при среднем и 1000 ч. при тяжелом режиме работы [3],с. 137.

  ∙
,

где N0– базовое число циклов перемены напряжений, N0= 107:

- частота пробегов, = 4,79;

x– число шкивов в передаче, x= 2;

- предел выносливости, для клиновых ремней =9Мпа;

- максимальное напряжение в сечении ремня.

,

 
где - напряжение от предварительного натяжения

=1,5 при 5 ; =1,2 при больше 5

- расчетное полезное напряжение

, где А площадь сечения ремня (см. табл. 2.1)

- окружная сила,

- напряжение от центробежных сил

, где q– плотность ремня, q=1100 кГ/м3

- напряжение от изгиба ремня на малом шкиве

,

где Е – модуль упругости материала ремня, Е=100 200 МПа

Сi– коэффициент, учитывающий передаточное число

Сн – коэффициент влияния нагрузки, при постоянной нагрузке

Сн=1, при непостоянной Сн=2. Принимается Сн=2.

Показатель степени m=8 для клиновых ремней.

К способам увеличения долговечности ремня можно отнести:

1.Выбор большего сечения ремня.

2.При прежнем сечении ремня увеличение диаметров шкивов.

3.Увеличение длины ремня.

4.Увеличение количества ремней.

В данном примере долговечность ремня достигла требуемых 1000 часов.

Для легкого режима работы можно установить ремень сечения В.

, d1=250 мм.

мм, d2=630 мм.

апредв = 1,5(250+630) = 1320 мм.

Lпредв= мм.

Lрем =4000 м.

м/с

Zрем=1 шт.

Для большего увеличения срока службы можно установить 2 ремня сечения В. В этом случае уменьшается полезное напряжение.

Такая долговечность достаточна и для легкого режима работы.


 

е
Шкив на валу шестерни Ремень сечения Б 2 шт. мм ;
Рисунок 2.4 Эскиз шкива

Таблица 2.5

Основные размеры шкивов клиноременных передач.

  Сечение Размеры, мм.
bp hк ho f e h hp
8,5 7,0 2,5 8,0 12,0 6,0 2,0
А 8,7 3,3 10,0 15,0 8,0 2,8
Б 14,0 10,8 4,2 12,5 19,0 10,5 4,0
В 19,0 14,3 5,7 17,0 25,5 13,5 4,8
Г 27,0 19,9 8,1 24,0 37,0 19,0 6,8
Д 32,0 23,4 9,6 29,0 41,5 23,5 8,2

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Данные к расчету

Т2 = Тш = 57,1 Н·м= 57,1·103 Н·мм ;

Т3 = Тк = 219 Н·м = 219·103 Н·мм;

n2= nш= 565 об/мин; n3= nк= 141,4 об/мин;

Р2 = Рш = 3374 Вт; Iзп= 4.

3.2 Схема передачи

dк
aw

dш

б)
a)
       
   
 
 

Рисунок 3.1 Схема зубчатой передачи

а) основные размеры зубчатой передачи, б) напряжения, испытывающие зубья колес

3.3 Выбор материала

Планируется изготовление небольшой партия, твердостью НВ <350 .

Материал шестерни сталь 45Х, НВ = 260 термообработка - улучшение .

Материал колеса сталь 45, НВ = 230 термообработка - улучшение.

3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для расчета выносливости контактирующих поверхностей зубьев

[3], с 35
[3] c 293
[3] c 293
Для допускаемых контактных напряжений

3.5 Определение межосевого расстояния

[3], с 33
[3], с 38.
∙16∙0,4
[3], с 34.

3.6 Выбор модуля и числа зубьев шестерни и колеса.

Угол наклона зубьев (β) может изменяться от 8 до 20º.

Применяем предварительно β = 10º.

Модуль зубчатого колеса -

- часть делительной окружности, приходящейся на 1 зуб.

"

3.7 Основные геометрические размеры зубчатой передачи.

[3] с 34
3.8 Окружная скорость зубчатых колес в зацеплении

3.9 Проверка контактной выносливости поверхностей зубьев

3 с 41

3.10 Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Формула для расчета зубьев на выносливость по напряжениям изгиба имеет вид: с. 48.

Здесь - окружная сила, действующая в зацеплении. Коэффициент нагрузки равен произведению двух коэффициентов: , учитывающего неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки), и , учитывающего динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности).

При коэффициенте ширины шестерни относительно его диаметра

, из табл. 3.7 с. 45,

По табл. 3.8 для косозубых колес 8-й степени точности и скорости до

3-х м /с, коэффициент = 1,1.

Коэффициент учитывающий форму зуба УF, для косозубых передач зависит от эквивалентного числа зубьев ZV.

ZV 17 20 25 30 40 50 60 70 80 100и более

УF 4,28 4,09 3,9 3,8 3,7 3,66 3,62 3,61 3,61 3,6

Для шестерни

Для колеса

Коэффициенты УFШ = 3,85 и УFK = 3,6

Коэффициент Уβ используется при расчете косозубых передач , для компенсации погрешности, возникающей из-за применения той же расчетной схемы зуба, что и в случае прямых зубьев.

где β – угол наклона линии зуба

Коэффициент К учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При учебном проектировании можно принять К = 0,92.

Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле:

Предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент безопасности для выбранного материала колес

с. 334.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения.

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для колеса.

Условие прочности выполняется.

3.11 Силы, действующие в зацеплении зубчатых колес

Ft– окружная сила, Fr– радиальная сила,

Fa– осевая сила, - угол зацепления.

2Tш
dш

2284 ∙ 0,2916 = 666 Н

Таблица 3.1

Основные параметры косозубой передачи.

b
C
Рисунок 3.2 Эскиз зубчатого колеса
γ
lст
                                   
   
     
 
 
   
 
   
     
 
 
 
 
   
     
 
   
 

4. ЭСКИЗНАЯ КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

Ориентировочный расчет валов.

Диаметры валов предварительно определяются из условия прочности на кручение.

где - крутящий момент передаваемый валом

- полярный момент сопротивления

; ; .

- допускаемое напряжение при кручении. = МПа.

= 57,1 Н м = 57,1 103 Н мм. = 219 Н м = 219 103 Н мм.

. .

В ориентировочном расчете диаметры валов округляются до целого числа, оканчивающегося на 0 или 5 (лучше в большую сторону).

При выполнении 1-й эскизной компоновки валы принимаются гладкими, подшипники выбираются шариковые, средней серии 300 по Ø вала.

Построение ведется на миллиметровой бумаге в масштабе 1 : 1.

Для подшипников качения при 300 000 мм об/мин выбирается пластичная смазка. Где - Ø вала в мм, - частота вращения в об/мин.

Н1 = 1,5 Н
мм об/мин

мм об/мин

Рисунок 4 Подшипник

Н
Рис. 4.2 Крышка подшипника

Таблица 4.1

Шарикоподшипники радиальные однорядные

Условное обозначение d мм D мм В мм r мм Грузоподъемность, кН
Динамическая С Статическая С0
Средняя серия  
8,06 3,75
1,5 9,75 4,65
1,5 11,4 5,4
1,5 13.5 6.65
15,9 7,8
22,5 11,4
28,1 14,6
2,5 33.2 18,0
2,5 41,0 22,4
2,5 52,7 30,0
65,8 36,0
71,5 41,5
3,5 81,9 48,0
3,5 92,3 56.0
3,5 104,0 63,0
3,5 112,0 72.5
3,5 124,0 80,0

Таблица 4.2

Крышки прижимные (фланцевые, торцевые) Шейнблит, с.392

Размеры в мм
D D1 D2 D3 H
50, 52
55, 58
60, 62
65, 68
70, 72
80, 85
90, 95
105, 110
125, 130

Рисунок 4.3 Эскизная компоновка редуктора

5. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

5.1 Изображение основных элементов редуктора в диметрии

º

1 – шкив; 2 – шестерня, 3 – колесо, 4 – вал шестерни, 5 - вал колеса

Рисунок 5.1 Силы, действующие на валы

5.2 Исходные данные

Таблица 5.1

Данные для расчета валов.

Сила действующая на вал, Fв, Н   Угол наклона гибкой передачи, β° Составляющие силы Fв, Н Ft, Н Fг,Н Fа,Н dш/2, м dк/2, м a, м b, м c, м d, м е, м Моменты на валах, Н·м
г, Н в, Н Тш Тк
803,5 55° Fв сos55°   Fв sin55°   0,025 0,1 0,07 0,056 0,056 0,059 0,059 57,1

5.3 Вал шестерни

5.3.1 Определение сил реакций в опорах, построение эпюр изгибающих и крутящих моментов.

Расчетная схема нагружения вала шестерни

а) Горизонтальная плоскость.

– Fвг· а + Fг·в – Fа· – RВх(в + с) = 0

RВх = Н

– Fвг (а+в+с) + RАх(в+с) – Fа – Fг с = 0

RАх =

Проверка: – Rах + Rвх + Fвг+Fг = 0

– 1330,76 + 3,79 + 461+ 866 = 0

1330,79 – 1330,76 = 0 0 = 0

Эпюры изгибающих моментов в характерных точках.

Ми1= 0

Ми2 = Fвг а = 461 0,07 = 32 Н·м

Ми3=Fвг·(а+в) – Rах·в = 461 0,126 – 1330,76 · 0,056 = 58,1 – 74,52 = –16,42 Н·м

Ми3 (справа) = Rвх · с = 3,79 · 0,056 = 0,21 Н·м

Скачок: 16,42 + 0,21 = 16,63 Н· м

Fа · = 666 · 0,025 = 16,65 Н·м

б) Вертикальная плоскость

– Fвв· а – Ft· в + Rву· (в+с) = 0

Rву = = = 1553,2 Н

– Fвв· (а+в+с) – Rау· (в+с) + Ft· c= 0

Rау =

Проверка:

в +Rву + Rау – Ft= 0

658 +1553,2 +72,7 – 2284 = 0 2283,9 – 2284 = 0

Эпюры Ми в характерных точках

Ми1 = 0

Ми2=Fвв · а = 658 0,07 = 46,06Н·м

Ми3=Fвв· (а+в) + Rау · в = 658 0,126 + 72,7 · 0,056 = 82,9 +4,07 = 86,97 Н·м

Ми3 (справа) =Rву · с = 1553 · 0,056 = 86,98 Н·м Ми4 = 0

Суммарный изгибающий момент

МиΣ = ; МиΣ1 = 0

МиΣ2 = = 56,1 Н·м

МиΣ3 = = 88,5 Н·м

МиΣ4 = 0

Момент эквивалентный в характерных точках

Мэкв = Мкр = Т2 = 57,1 Н м

Мэкв 1 = = 57,1 Н м

Мэкв 2 = = 80,0 Н·м

Мэкв 3 = = 105,3 Н м

Мэкв 4 = Н·м

Мэквmax=105,3 Н·м

5.3.2 Требуемый диаметр вала в наиболее нагруженном сочетании

dв=

dвш= = ng w:fareast="EN-US"/></w:rPr><m:t>17,53</m:t></m:r></m:e></m:rad></m:oMath></m:oMathPara></w:p><w:sectPr wsp:rsidR="00000000"><w:pgSz w:w="12240" w:h="15840"/><w:pgMar w:top="1134" w:right="850" w:bottom="1134" w:left="1701" w:header="720" w:footer="720" w:gutter="0"/><w:cols w:space="720"/></w:sectPr></wx:sect></w:body></w:wordDocument>"> = 10 2,59 = 26 мм

5.4 Вал колеса

Наши рекомендации