Введение
Проектируемый привод предназначен для передачи вращения от двигателя к цепному транспортеру для фляг и корзин, со следующими характеристиками последнего: мощность Р3 = 2,7 кВт; частота вращения n3 = 40 об/мин. Привод работает в режиме значительных нагрузок. Срок службы привода L = 5 лет (43800 часов). Кинематическая схема привода включает в себя червячный редуктор с нижним расположением червяка и цепную передачу.
Цепная передача - механизм для передачи энергии между валами, расположенными так, чтобы линия, соединяющая их центры, составляла не более 450 к горизонту. Ведущую ветвь надо располагать сверху. Для передач под большим углом надо предусматривать натяжные устройства. КПД цепной передачи 0,9.
Достоинства передачи: возможность применения в значительном диапазоне межосевых расстояний; меньшие, чем у ременных передач габариты; отсутствие скольжения; высокий КПД; малые силы, действующие на валы; возможность легкой замены цепи; возможность передачи движения нескольким звездочкам.
Недостатки передачи: требуется более высокая точность установки валов, чем клиноременной передачи и более сложный уход - смазывание, регулировка.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из корпуса, в котором элементы передачи - зубчатые колеса, валы подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацепления и подшипников или устройство для охлаждения. Червячная передача относится к передачам зацепления. Оси валов ее перекрещиваются под углом 900. Эту передачу используют предпочтительно при значительной редуцировании частоты вращения и сравнительно небольшой передаваемой мощности (до 60 кВт); где требуется плавность, бесшумность и компактность. КПД червячной передачи 0,7…0,9 в зависимости от передаточного числа. Ею можно осуществлять большое передаточное число (около 500…1000). Однако для силовых передач оно выбирается в интервале 8…80, редко 110.
|
|
Кинематическая схема
Рис. 1 - Кинематическая схема
Электродвигатель
Муфта
Червяк
Червячное колесо
Ведущая звездочка цепной передачи
Ведомая звездочка цепной передачи
Выбор электродвигателя и кинематический расчет
Определяем общий КПД привода
общ. = nч.р.. nц. п.. n2п., (1.1)
где nч.р. - КПД червячной передачи, nч.р. = 0,95;ц.п. - КПД цепной передачи, nц.п. = 0,9;п. - КПД опор (подшипников), nп. = 0,99.
общ. = 0,8* 0,9* 0,992 = 0,706.
Определяем требуемую мощность на валу электродвигателя
Р1 = Р3 /nобщ., (1.2)
где Р1 - мощность на валу электродвигателя;
Р3 - мощность на валу ведомой звездочки цепной передачи, Р3 = 2,7 кВт
Р1 = 2,7/0,706 = 3,82 кВт
Выбираем электродвигатель марки АИР 100 L 4/1440.
Определяем общее передаточное число
общ. = n1/n3, (1.3)
где n1 - частота вращения вала электродвигателя;-частота вращения вала ведомой звездочки цепной передачи, =40 об/мин
общ. = 1440/40 = 36
Распределяем передаточное число по передачам:
передаточное число червячной передачи Uч.п. = 10;
|
|
передаточное число цепной передачи Uц.п. = 3,6.
Кинематические характеристики на валах привода:
Вал электродвигателя
Мощность на валу Р1 = 3,82 кВт
Частота оборотов n1 = 1440 об/мин
Угловая скорость w1 = П*n1/30 = П*1440/30 = 150,8 с-1
Крутящий момент Т1 = Р1*1000/w1 = 3,82*1000/150,8 = 25,33 Нм
Вал червяка
Мощность на валу Р2 = Р1*nч.п. = 3,82*0,8 = 3,06 кВт
Частота оборотов n2 = n1/Uч.п. = 1440/10 = 144 об/мин
Угловая скорость w2 = П*n2/30 = П*144/30 = 15,08 с-1
Крутящий момент Т2 = Р2*1000/w2 = 3,06*1000/15,08 = 202,92 Нм
Вал ведущей звездочки цепной передачи
Мощность на валу Р3 = Р2*nц.п.*n2п. = 2,7 кВт
Частота оборотов n3 = n2/Uц.п. = 144/3,6 = 40 об/мин
Угловая скорость w3 = П*n3/30 = П*40/30 = 4,19 с-1
Крутящий момент Т3 = Р3*1000/w3 = 2,7*1000/4,19 = 644,39 Нм
Таблица 1
| № вала | Крутящий момент, Нм | Частота вращения, об/мин | Угловая скорость, с-1 | Мощность, кВт |
| 25,33 | 150,8 | 3,82 | ||
| 202,92 | 15,08 | 3,06 | ||
| 644,39 | 4,19 | 2,7 |
Расчет цепной передачи
Для определения шага цепи вычислим предварительно угловую скорость ведущей звездочки
w1 = П*n1/30= П*144/30 = 15,1 рад/с;
i = n1/n2= 144/40 = 3,6
числа зубьев
= 31 - 2i = 31 - 2*3.6 = 25= i*Z1 = 3.6*25 = 90
допускаемое среднее давление [p] примем ориентировочно [p] = 23 Н/мм2; чтобы вычислить Кэ принимаем Кд = 1,25, Ка = 1, Кн = 1, Кр = 1, Ксм = 1,25, Кп=1,5.
Кэ = КдКаКнКрКсмКп
Кэ = 1,25*1*1*1,25*1,5*1 = 2,33
число рядов m = 1
шаг цепи
3= 2,8 T1Kэ/Z1[p]m
3= 2,8 202,91*103*2,33/25*23*1 = 26,2 мм.
Ближайшее стандартное значение t = 31,75 мм; соответственно F = 262 мм2; Q=8850 кгс; q = 3,8 кг/м.
Допускаемая частота вращения малой звездочки [n1] = 630 об/мин; условие n1 <= [n1] выполнено.
Условное обозначение цепи: Цепь ПР - 31,75 8850 ГОСТ 13568 - 75
|
|
Определяем скорость цепи
V = Z1 t n1/60*1000 = 25*31,75*144/60*1000 = 1,91 м/с.
Окружное усилие
= N/V = 2,7*103/1,91 = 1414 Н.
Проверяем среднее давление
= PKэ/F = 1414*2,33/262 = 13 Н/мм2
Уточняем [p] при 144 об/мин: [p] = 22 Н/мм2; умножая найденное значение [p] на поправочный множитель Kz = 1 + 0,01(Z1 - 17), получим
[p] = 22 [1 + 0,01(25 - 17)] = 22,76 Н/мм2.
Таким образом, p < [p], следовательно, выбранная цепь по условию надежности и износостойкости подходит. Выполняем геометрический расчет передачи: принимаем межосевое расстояние а = 40t; а t = a/t = 40. Для определения числа звеньев Lt находим предварительно:
Суммарное число зубьевсум = Z1 + Z2 = 25 + 90 = 115
Поправку
(Z2 - Z1)/2П = (90 - 25)/2П = 10,3
L t = 2a t + 0,5*Zсум + / а t = 2*40 + 0.*115 + 10,32/40 = 140.2/
Округляем до четного числа: L t = 142.
Уточняем межосевое расстояние
а = 0,25*t [ L t - 0,5*Zсум + (L t - 0,5*Zсум)2 - 8* 2 ] =
= 0,25*31,75[142 - 0,5*115 + (142 - 0,5*115)2 - 8*10,32] = 1300 мм.
Для обеспечения свободного провисания цепи следует предусмотреть уменьшение а на 0,004%, т.е. на 1300*0,004 = 5,2 мм.
Делительный диаметр меньшей звездочки
d д1 = t /sin(1800/ Z1) = 31,75/ sin(1800/25) = 254 мм;
большей звездочки
д2 = t / sin(1800/ Z2) = 31.75/sin(1800/ 90) = 910 мм.
Наружные диаметры
Def = t / tg(1800/ Z1) + 1,1d1 = 31,75/ tg(1800/25) + 1,1*15,88 = 268,7 мм;
где d1 - диаметр ролика
= t / tg(1800/ Z2) + 0,96t = 31,75/ tg(1800/90) + 0,96*31,75 = 939,6 мм.
Силы, действующие на цепь:
окружная Р = 1414 Н;
центробежная Рv = qV2 = 3,8*1,912 = 14 H;
от провисания Pf = 9,81Kf qa = 9,81*1*3,8*1,270 = 47 H;
расчетная нагрузка на валы Рв = Р + 2Рf = 1414 + 2*47 = 1508 Н.
Проверяем коэффициент запаса прочности
n = 9,81*Q / (P + Pv + Pf) = 9,81*8850 / (1414 + 14 + 47) = 59,
что значительно больше нормативного [n] = 7,8. Следовательно, условие прочности выбранной цепи также удовлетворено.
Расчет редуктора
Передаточное отношение
= nдв /nк = 1440/40 = 36
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного отношения; при i = 36 принимаем Z1 = 4.
Число зубьев червячного колеса
= Uчер* Z1 = 10*4 = 40
Выбираем материал червяка и венца червячного колеса. Принимаем для червяка сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Так как к редуктору не предъявляются специальные требования, то в целях экономии принимаем для венца червячного колеса бронзу Бр. АЖ 9 - 4Л (отливка в землю).
Предварительно примем скорость скольжения в зацеплении Vs= 5 м/с. Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение [j]H = 155 Н/мм2. Допускаемое напряжение изгиба для нереверсивной работы [j 0]F = KFL[j 0 ]’F
[j 0]F = 0,543*98 = 53,3 Н/мм2
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10.
Принимаем предварительно коэффициент нагрузки К = 1,2.
Определяем межосевое расстояние из условия контактной прочности
= (Z2/q + 1) 170/ (Z2/q)*[j]H*Т2*К =
= (40/10 + 1) 170/ (40/10)*155*202,92*103*1,2 = 132 мм.
Модуль
= 2aw / (Z2 +q) = 2*132 / (40 + 10) = 5,28 мм
Принимаем по ГОСТ 2144 - 76 стандартные значения m = 5 мм, q = 16.
Межосевое расстояние при стандартных значениях m и q:
w = m(q + Z2) / 2 = 5(16 + 40) / 2 = 140 мм.
Передаточное число:
= 40 / 4 = 10
Основные размеры червяка:
делительный диаметр червяка
= qm = 16*5 = 80 мм;
диаметр вершин витков червяка
= d1 + 2m = 80 + 2*8 = 96 мм;
диаметр впадин витков червяка
df1 = d1 - 2,4m = 80 - 2,4*5 = 68 мм;
длина нарезанной части шлифованного червяка
>= (11 + 0,06 Z2)m + 25 = (11 + 0,06*40)*5 + 25 = 109,5 мм,
принимаем b1 = 110 мм;
делительный угол подъема y
y = Z1/ q = 4/16 = 0,25= 14 0 02’10”.
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр венца червячного колеса
= Z2m = 40*5 = 200 мм;
диаметр вершин зубьев червячного колеса
= d2 + 2m = 200 + 2*5 = 210 мм;
диаметр впадин зубьев червячного колеса
2 = d2 - 2,4m = 200 - 2,4*5 = 188 мм;
наибольший диаметр червячного колеса
<= da2 + 6m/(Z1 + 2) = 210 + 6*5/(4+2) = 215 мм;
ширина венца червячного колеса
<= 0,75da1 = 0,75*90 = 67,5 мм.
Окружная скорость червяка
= П*d1*n1/60 = П*80*10-3*1440/60 = 6,03 м/с.
Скорость скольжения
= V1/cos y = 6,03/cos 14 0 02’10” = 6 м/с;
при этой скорости [j]H = 150 Н/мм2
Отклонение (155 - 150)/150 = 0,03*100% = 3%; к тому же межосевое расстояние по расчету было получено aw = 132 мм, а после выравнивания m и q по стандарту было увеличено до aw = 140 мм, т.е. на 6%.
Необходимо проверить jH. Для этого уточняем КПД редуктора:
при скорости Vs = 6 приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованного червяка f ’ = 0,018 и приведенный угол трения p‘= 102’.
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивание масла
n = (0,95 … 0,96)* tg y/ tg (y + p’) =
= (0,95 … 0,96)* tg 14 002’10”/ tg (14 002’10” + 102’) = 0,89.
Коэффициент динамичности: Кv = 1,1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:
Кв = 1 + (Z2/Q)3(1 - x) = 1 + (40/70)3(1 - 0.6) = 1,07.
Коэффициент нагрузки:
= KBKv = 1,07*1,1 = 1,18.
Проверяем контактное напряжение:
jH = 170/(Z2/q) T2K(Z2/q + 1)3/ aw3 =
= 170/ (40/16) 202,92*103*1,18 (40/16 + 1)3/ 1403 = 131 Н/мм2 < [j]H=150 Н/мм2
Результат расчета следует признать удовлетворительным, т.к. расчетное напряжение ниже допускаемого на 12,6 % (разрешается до 15%).
Проверка прочности зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев:
Zv = Z2/ cos y = 40/ cos 14 002’10” = 40,4.
Коэффициент формы зуба YF = 2,27.
Напряжение изгиба= 1,2T2KYF / Z2b2m2 = 1,2*202,92*103*1,18*2,27 / 40*67,5*52 = 9,7 Н/мм2, что значительно меньше вычисленного выше [j]F = 53,3 Н/мм2.
Предварительный расчет валов редуктора
Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:
ведомого (вал червячного колеса)
МК2 = М2 = 202,92*103 Н*мм
ведущего (червяк)
МК1 = М1 = М2/Un = 202,92*103/10*0,89 = 22800 = 22,8*103 Н*мм
Диаметр выходного конца вала по расчету на кручение при [t]K =25 Н/мм2
Но для соединения его с валом электродвигателя примем dB1 = dдв= 32 мм; диаметры подшипниковых шеек dП1 = 45 мм. Параметры нарезанной части: df1=68 мм; d1 = 80 мм и da1 = 90 мм. Для выхода режущего инструмента при нарезании витков рекомендуется участки вала, прилегающие к нарезке, протачивать до диаметра меньше df1/
Длина нарезанной части b1 = 110 мм.
Расстояние между опорами червяка примем l1 = daM2 = 215 мм.
Ведомый вал:
Диаметр выходного конца
= MK2/ 0,2[t]K = 202,92*103 / 0,2*25 = 34,4 мм.
Принимаем dB2 = 35 мм.
Диаметры подшипниковых шеек dП2 = 40 мм, диаметр вала в месте посадки червячного колеса dK2 = 45 мм.
Диаметр ступицы червячного колеса
ст2 = (1,6 … 1,8) dK2 = (1,6 … 1,8)*45 = (72 … 81) мм.
Принимаем dст2 = 78 мм.
Длина ступицы червячного колеса
ст2 = (1,2 … 1,8)*dK2 = (1,2 … 1,8)*45 = (54 … 81) мм.
Принимаем Lст 2 = 80 мм.