- •Министерство сельского хозяйства
- •Предисловие
- •Введение
- •1 Расчет привода ленточного конвейера (с двухступенчатым цилиндрическим редуктором)
- •2 Ступень - цилиндрическая прямозубая.
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •1.2 Расчет цепной передачи
- •1.3 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
- •1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для второй прямозубой ступени редуктора
- •1.5 Выбор материала и допускаемых напряжений для первой косозубой ступени редуктора
- •1.6 Расчет второй цилиндрической прямозубой ступени редуктора
- •1.7 Расчет первой цилиндрической косозубой ступени редуктора
- •1.8 Эскизное проектирование редуктора
- •1.9 Расчет шпоночных соединений
- •1.10. Проверочный расчет валов
- •1.11 Расчет подшипников качения
- •1.12 Смазка редуктора
- •1.13. Ориентировочные размеры корпусных деталей
- •2 Расчет привода с коническим редуктором
- •2.1 Выбор электродвигателя
- •2.2 Расчет клиноременной передачи
- •2.3 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
- •2.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений для ступеней редуктора
- •2.5 Расчет конической прямозубой ступени редуктора
- •3 Расчет привода с двухступенчатым червячным редуктором
- •3.1 Подбор электродвигателя и определение передаточного числа привода
- •3.2 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
- •3.3 Расчет второй ступени червячной передачи
- •3.4 Проверочный расчет червячной передачи на прочность по контактным напряжениям
- •3.5 Проверочный расчет по напряжениям изгиба
- •3.6 Определение геометрических размеров червячной передачи
- •3.7 Тепловой расчет второй ступени
- •3.8 Расчет первой ступени червячной передачи
- •Список литературы
3 Расчет привода с двухступенчатым червячным редуктором
Техническое задание.
Спроектировать двухступенчатый червячный редуктор и ременную передачу для привода к шнековому транспортеру (рисунок 6).
Данные для проектирования:
Рисунок 6
Исходные данные:
распределенная нагрузка, Н/м q = 25000;
скорость шнека, м/с v = 0,202;
диаметр шнека, мм D = 300;
длина шнека, мм L = 1500.
срок службы, тыс.час. t = 19;
типы передач: ременная – клиноременная;
редуктор: первая, вторая ступени – червячные.
3.1 Подбор электродвигателя и определение передаточного числа привода
Электродвигатель (э.д.) подбираем по двум параметрам: требуемой мощности и частоте вращения. Требуемая мощность э.д.
,
где η0 - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода,
η0 = ηм · η2чер · η4пк ηкрп.
ηм, ηчер, ηпк, ηкрп – КПД соответственно муфты, первой и второй ступеней червячной передачи, пары подшипников качения и клиноременной передачи.
По таблице 1.2 [3] ηм = 0,98; ηчер = 0,8; ηпк=0,99; ηкрп =0,95.
η0 = 0,98 · 0,82 · 0,994 0,95= 0,57.
Мощность на выходном валу привода:
Р3 = F v = q L v = 25000 1,5 0,202 = 7,6 кВт.
Ртр= 7,6 / 0,57 = 13,3 кВт.
Требуемая частота вращения э.д.: nтp = n3 · U2чер Uкрп ,
где n3 – частота вращения выходного вала привода; Uчер передаточное число червячной передачи, Uкрп – клиноременной передачи.
n3 = 60v/D = 60 0,2 / (3,14 0,3) = 14 мин-1. Uчер = 8…30, Uкрп = 2…4.
nтp = 14 · (2…4) (8...30)2 = 1792…50400 мин-1
Выбираем э.д. 4A160S2, у которого Pдв = 15 кВт, nдв =2940 мин-1 ([3], таблица 1.5).
Определение передаточного числа привода и его ступеней
Передаточное число привода
U0 = nдв / n3 = 2940 / 14 = 210.
Принимаем Uкрп =3. Тогда предварительное передаточное число редуктора U'ред = U0 / Uкрп = 210 / 3 = 70.
С другой стороны, Uред = U'1чер U'2чер, где U'1чер ,U'2чер – предварительные значения передаточных чисел первой и второй ступеней.
Из примечания к таблице 1.4 [3] для двухступенчатого червячного редуктора рекомендуется .
3.2 Определение передаточного числа, кинематических и силовых параметров редуктора
Методика расчета клиноременной передачи изложена в разделе 2.2. Применив ее для расчета данного задания, получим Uкрп = 3. Тогда расчётное передаточное число редуктора Uред = 70.
Предварительные значения передаточных чисел первой и второй ступеней останутся прежними:
Частоты вращения валов редуктора:
nвх = nдв /Uкрп = 2940 / 3 = 975 мин-1;
nпр = nвх / U'1чер = 975 / 8,34 = 116,9 мин-1;
nвых = nпр / U2чер = 116,9 / 8,34 = 14 мин-1.
Проверим разницу между расчётной частотой вращения nвых и заданной n3:
= ((nвых - n3) / n3) · 100% = ((14 – 14) / 14) · 100% = 0%,
т.е. меньше допустимых 4%.
Мощности, передаваемые валами:
Рвх = Pтр · крп = 13,3 · 0,95 = 12,64 кВт;
Рпр = Pвх · чер · пк = 12,64 · 0,8 · 0,99 = 10 кВт;
Рвых = Рпр · чер · пк = 10 · 0,8 · 0,99 = 7,93 кВт;
P3 = Pвых · 2пк м = 7,93 0,992 0,98= 7,61 кВт,
что приблизительно соответствует исходным данным.
Вращающие моменты на валах:
Твх = 9550 · Рвх / nвх = 9550 · 12,64 / 975 = 128,9 H·м;
Тпр = 9550 · Рпр / nпр = 9550 · 10 / 116,9 = 851,2 Н·м;
Tвых = 9550 · Рвых / nвых = 9550 · 7,93 / 14 = 5627,6 Н·м.
3.3 Расчет второй ступени червячной передачи
Расчёты проводим по [4].
Определим число заходов червяка и число зубьев червячного колеса.
Передаточное число второй ступени:
U2чер =z2 / z1 =n1 / n2 = 116,9 / 14 = 8,3,
где z2 – предварительное число зубьев червячного колеса;
z1 – число заходов червяка;
n1 = nпр; n2 = nвых .
Примем число заходов червяка z1 = 4 по таблице 6.1 [3].
Определим z2 = z1 U2чер = 4 8,3 = 33.
Выбираем значение z2 из таблицы 6.2 [3]: z2 = 32.
Уточняем передаточное число:
U2чер = z2 / z1 = 32 /4 = 8.
Уточняем частоту вращения вала червячного колеса:
n2 = n1 / U2 = 116,9 / 8 = 14,6.
Выбор материала для червячной передачи
Для червяка выбираем сталь 40Х с твердостью больше HRC45. Витки шлифуются или полируются.
Для червячного колеса выбираем бронзу, исходя из величины ориентировочной скорости скольжения:
Здесь Т2 = Твых – момент на валу червячного колеса.
Так как vск = 2,2м/с, то выбираем для червячного колеса бронзу БрАЖН – 10 – 4 – 4 – группа материалов II (в = 600 МПа, Т = 200 МПа), таблица 6.3 [3].
При скорости vск 3 м/с для колеса рекомендуется использовать серый чугун. Однако эта рекомендация справедлива для передач ручного провода.
Определение допускаемых напряжений
В червячной передаче колесо является менее прочным, чем червяк. Поэтому расчет на прочность выполняется только для червячного колеса.
Суммарное число циклов перемены напряжений в зубе червячного колеса:
N2 = 60 t n2 = 60 19000 14,6 = 1,6 108 , где t =t.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений на контактную и изгибную прочность соответственно:
NHE = KHE N , NFE = KFE N ,
где KHE, KFE – коэффициенты приведения.
NHE = (14,5 0,5 + 0,34,5 0,5) 1,6 108 = 8,04 107.
NFE = (19 0,5 + 0,39 0,5) 1,6 108 = 8,0 107.
Определяем допускаемое контактное напряжение по таблице 6.4 [3]:
[H] = []0H – 25 vск ,
где []0H = 300 МПа– исходное допускаемое напряжение для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев червячного колеса (таблица 6.5 [3]).
[H] = 300 – 25 2,2 = 245 МПа.
Определяем допускаемое изгибное напряжение:
где F0 = 0,44Т + 0,14в = 172 МПа (таблица 6.5 [3]) - предел изгибной выносливости материала червячного колеса;
SF = 2 (там же) – коэффициент безопасности;
[F] = 172 / 2 (106 /(8,0 107 ))1/9 = 140 МПа.
Определим предельные контактные и изгибные напряжения для расчета зубьев червячного колеса (таблица 6.6 [3]):
[H]max = 2Т = 400 МПа;
[F]max = 0,8Т =160 МПа.
Проектный расчет червячной передачи
Ориентировочное значение кпд червячной передачи
= 0,95( 1 – U2чер / 200 ) = 0,95( 1 – 8 / 200) = 0,912.
Ориентировочное значение коэффициента нагрузки
K = KV K ,
где K = 0,5 (K0 +1) – коэффициент концентрации нагрузки;
KV - скоростной коэффициент; предварительно принимают KV =1;
K0 - начальное значение коэффициента концентрации нагрузки. Из рисунка 6.2 [3] принимаем K0 = 1,27.
K = 0,5 (1,27 + 1 ) = 1,1;
K = 1 1,1 = 1,1.
Определим межосевое расстояние:
,
где q– коэффициент диаметра червяка. При проектном расчете обычно принимают q= 10. Минимально допустимое значение q, исходя из условия жесткости червяка, принимается q> 0,25z2 ( 10 > 0,25 32 = 8).
По таблице 6.7 [3] принимаем aW = 280 мм.
По принятому стандартному значению аW и известному z2 согласно ГОСТ 2144-76 определяется модуль зацепления m и коэффициент диаметра червяка q (таблица 6.7 [3]): m = 12,5 мм; q = 12,5.
Определяем коэффициент смещения:
x = aW / m – 0,5(q + z2) = 280/12,5 – 0,5(12,5 + 32) = 0,15.
Делительный диаметр червяка
d1 = m q =12,5 12,58 = 156,25мм.
Делительный диаметр червячного колеса
d2 = m z2 = 12,5 32 = 400 мм.
Угол подъема винтовой линии червяка определим по таблице 6.8 [3]:
= 18,4357
Начальный угол подъема витка определяется:
W = arctg[z1 / (q + 2x)] = arctg [4 / (12,5+2 0,15)] = 17,3
Окружная скорость на начальном диаметре червяка
vW1 = m (q + 2x) n1 10-3 / 60 = 0,98 м/с.
Скорость скольжения в зацеплении
vск = vW1 / CosW = 1,03 м/с.
В силовых передачах назначают степень точности в зависимости от величины скорости скольжения, а также от назначения и области применения передачи. По таблице 6.9 [3] назначаем 8-ю степень точности.
Кпд червячной передачи учитывает потери на трение в зацеплении и в подшипниках качения: = tgW / tg(W + ), где – угол трения. Из таблицы 6.10 [3]
= 250. Тогда = 0,854.
Уточняем вращающий момент на червяке
T1 = T2 / ( U2чер ),
где T1 = Tпр.
T1 = 5627,6 / ( 8 0,854 ) = 823,7 Hм
Определяем по таблице 6.15 [3] силы в зацеплении червячной передачи.
Окружная сила на колесе
Ft2 = Fa1 = 2 T2 103 / d2 = 2 5627,6 103 / 400 = 28138 H,
где Fa1 – осевая сила на червяке.
Радиальная сила на колесе
Fr2 = Fr1 = Ft2 tg = 28138 tg 20 = 28138 0,364 = 10242 H.
Осевая сила на колесе
Fa2 = Ft1 = 2 T1 103 / d1 = 2 823,7 103 / 156,25 = 10543 H,
где Ft1 – окружная сила на червяке.
Направления действия сил определяют по рисунку 6.3 [3].