Привод к тарельчатому питателю для формовочной земли
Введение
Редуктор червячный - один из классов
механических редукторов. Редукторы классифицируются по типу механической
передачи
<#"871772.files/image001.jpg">
1. Срок службы
приводного устройства
. Рассчитываем срок службы приводного устройства
Lh, ч:
Lr=6 - срок
службы привода, лет
tc = 8 -
продолжительность смены, ч
K
r = 0.82 -
коэффициент годового использования,
K
r = (Число дней
работы в году)/365
Kc = 1 -
коэффициент сменного использования,
Kc = (число
часов работы в смену)/ tc
Lc = 2 - число
смен
= 365• Lr•tc•Lc •K r •Kc =
365•6•2•8•0.82•1 = 28732 ч
Принимаем время простоя машинного агрегата 15%
ресурса. Тогда,
Lh =
28732•0.85 = 24422 ч
Рабочий ресурс привода принимаем Lh
= 25•103 ч.
Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики
машинного агрегата
Место
установки
|
Lr
|
Lc
|
tc
|
Lh, ч
|
Характер
нагрузки
|
Режим
работы
|
Заводской
цех
|
6
|
2
|
8
|
25•103
|
С
малыми колебаниями
|
Реверсивный
|
2. Определение
номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя
привод мощность двигатель передача
1. Определяем требуемую мощность рабочей машины Pрм,
кВт:
рм=F•v=4500•1.00=4.5
кВт,
где F-
тяговая сила, v-линейная скорость;
. Определяем общий коэффициент полезного
действия (КПД) привода:
η = ηэп•
ηоп•
ηм•
ηпк•
ηпс
η =
0.97•0.95•0.98•0.995•0.99 = 0.889,
где ηэп
= 0.97 - КПД закрытой передачи, ηоп
= 0.95- КПД открытой передачи, ηм
= 0.98 - КПД муфты, ηпк = 0.995 -
КПД подшипников качения, ηпс = 0.99 -
КПД подшипников скольжения;
. Определяем требуемую мощность двигателя Pдв,
кВт
Pдв = Pрм/
η
= 5,061 кВт
. Находим номинальную мощность двигателя Pном,
кВт:
дв ≤ Pном
= 5,5 кВт
. Выбираем тип двигателя:
Таблица 2.1. Выбранные типы двигателей и
номинальных частот
Номинальная
мощность
|
Тип
двигателя
|
Номинальная
частота, об/мин
|
Тип
двигателя
|
Номинальная
частота, об/мин
|
Тип
двигателя
|
Номинальная
частота, об/мин
|
Тип
двигателя
|
Номиналдьная
частота, об/мин
|
5,5
|
4AM100L2Y3
|
2880
|
4AM112M4Y3
|
1445
|
4AM132S6Y3
|
965
|
AM132M8Y3
|
720
|
3. Определение
передаточного числа приводов и его ступеней
. Определяем частоту вращения приводного вала
рабочей машины nрм, об/мин:
nрм = 60•1000•V/(π•D),
где V
- скорость тягового органа, м/с; D
- диаметр барабана, мм;
nрм =
(60•1000•1)/(3,14•1000)=19,108 об/мин
. Определяем передаточное число привода для всех
приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности Pном:
1 = nном1/nрм
= 2880/19.108 = 150.72
U2 = nном2/nрм
= 1445/19.108 = 75.62
U3 = nном3/nрм
= 965/19.108 = 50.50
U4 = nном4/nрм
= 720/19.108 = 37.68
. Определяем передаточные числа ступеней
привода.
Определение и выбор передаточных чисел ступеней
производим разбивкой передаточного числа привода для всех вариантов типа
двигателя
Пусть Uзп
= 16,
где Uзп
- число закрытой передачи;
оп1 = U1/Uзп
= 150. 72/16 = 9.42
Uоп2 = U2/Uзп
= 75.62/16 = 4.726
Uоп3 = U3/Uзп
= 50.50//16 = 3.156
Uоп4 = U4/Uзп
= 37.68/16 = 2.355
Пусть Uоп
= 5,
где Uоп
- число открытой передачи;
зп1 = U1/Uоп
= 150.72/5 = 30.144
Uзп2 = U2/Uоп
= 75.62/5 = 15.124
Uзп3 = U3/Uоп
= 50.50//5 =10.1
Uзп4 = U4/Uоп
= 37.68/5 = 7.536
K2 = , K3 = ,
где K2, K3 -
множители;
K2 = 0.707, K3 = 0.817;
Тогда для 2 - го варианта:
зп2 = Uзп1•K2
= 16•0.707 = 11.32 ≈ 12.5, Uоп2 = Uоп1•K2=
5•0.707 = 3.5;
для 3 - го варианта:
зп3 = Uзп2•K3
= 12.5•0.817 = 10.21 ≈ 11.2, Uоп3 = Uоп2•K3
= 3.5•0.817 = 2.85 ≈ 3;
. Определяем максимальное
допускаемое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины Δnрм, об/мин.
Δnрм = (nрм·δ)/100 =
(19.108•5)/100 = 0.995 об/мин
. Определяем допускаемую частоту
вращения приводного вала рабочей машины с учетом отклонения [nрм], об/мин;
[nрм] = nрм ± Δnрм =
19.108+0.995 = 20.103 об/мин
. Определяем фактическое
передаточное число привода Uф:
ф = nном/[nрм] =
1445/20.103 = 71.87
. Уточняем передаточные числа
закрытой и открытой передач в соответствии с выбранным вариантом разбивки
передаточного числа привода:
оп = UФ/Uзп=71.87/16
= 4.49
Uзп = UФ/Uоп=71.86/5 =
14.37 ≈ 16
4.
Определение силовых и кинематических параметров привода
Расчетная мощность, кВт:
вала двигателядв = 5.061
вала быстроходного
= Pдв•ηоп•
ηпк
= 5.061•0.95•0.995 = 4.783
вала тихоходного
= P1• ηзп•
ηпк
= 4.783•0.97•0.995 = 4.617
вала приводной рабочей машины
рм = P2• ηм•
ηпс
= 4.617•0.98•0.99 = 4.113
Частота вращения, об/мин и угловая скорость,1/с:
вала двигателя
nном = 1445
ном = (π•nном)/30
= 3.14•1445/30 = 151.24
вала быстроходного
1 = nном/Uоп
= 321.826
W1 = Wном/Uоп
= 33.68
вала тихоходного
2 = n1/Uзп
= 20.114
W2 = W1/Uзп
= 2.105
вала приводной рабочей машины
рм = n2
= 20.114
Wрм = W2
= 2.105
Вращающий момент, Н•м:
вала двигателя
дв = Pдв•103/Wном
= 33.46
вала быстроходного
1 = Tдв•Uоп•
ηоп•
ηпк
= 142
вала тихоходного
2 =T1•Uзп•
ηзп•
ηпк
= 2192.8
вала приводной рабочей машины
Tрм = T2•
ηм•
ηпс
= 2127.4
Таблица 4.1. Силовые и кинематические параметры
привода
Тип
двигателя 4AM112M4Y3 Pном=5.5
кВт, nном=1445
об/мин
|
Параметр
|
Передача
|
Параметр
|
Вал
|
|
Закрытая
(редуктор)
|
Открытая
|
|
двигателя
|
редуктора
|
Приводной
рабочей машины
|
|
|
|
|
|
быстроходный
|
тихоходный
|
|
Передаточное
число u
|
16
|
4.49
|
Расчетная
мощность P, кВт
|
5.061
|
4.783
|
4.617
|
4.113
|
|
|
|
Угловая
скорость W,
1/с
|
151.24
|
33.68
|
2.105
|
2.105
|
КПД
η
|
0.97
|
0.95
|
Частота
вращения n, об/мин
|
1445
|
321.826
|
20.114
|
20.114
|
|
|
|
Вращающий
момент T, Н•м
|
33.46
|
142
|
2192.8
|
2127.4
|
5. Выбор материала
зубчатой и червячной передачи. Определение определяемых напряжений
Открытая зубчатая передача
Таблица 5.1. Механические характеристики
материалов зубчатой передачи
Элемент
передачи
|
Марка
стали
|
Dпред
|
Термообработка
|
HBср1
|
σв
|
σ-1
|
|
|
|
|
Sпред
|
|
HBср2
|
|
шестерня
|
45
|
Любые
размеры
|
нормализация
|
193
|
600
|
260
|
414.4
|
149.0925
|
колесо
|
45Л
|
200
|
улучшение
|
221
|
680
|
285
|
464.8
|
170.72
|
Закрытая червячная передача
. Выбираем параметры:
Червяк материал - сталь 40ХН
Термообработка - улучшение + закалка ТВЧ
≥ 45HRCэ
Vs = ,
где Vs - скорость
скольжения, м/с; - угловая
скорость тихоходного вала, 1/с; -передаточное число редуктора; -вращательный
момент на валу червячного колеса, H•м;
Материал червячного колеса СЧ18,
способ отливки “З” - в землю,
σв = 355 Н/мм2, σт= -
. Определяем допускаемые контактные
и изгибные напряжения [σ]H, [σ]F, H/мм2:
[σ]H = 200-35• Vs =
200-35•1.88 = 133 Н/мм2
[σ]F = 0.075•σвн•KFL =
0.075•355•1 = 26.625 H/мм2,
где KFL = ,
коэффициент долговечности при расчете на изгиб.
[σ]F = 22.63
Н/мм2, т.к. передача работает в реверсивном режиме.
Таблица 5.2. Механические
характеристики материалов червячной передачи
Элемент
передачи
|
Марка
стали
|
Dпред
|
Термообработка
|
HRCэ
|
σв
|
σт
|
σ-1
|
|
|
|
|
|
Способ
заливки
|
|
|
червяк
|
40ХН
|
200
|
Улучшение
+ закалка ТВЧ
|
48…53
|
920
|
750
|
420
|
-
|
-
|
колесо
|
СЧ18
|
-
|
З
|
-
|
355
|
-
|
-
|
133
|
26.625
|
6. Расчет закрытой
червячной передачи
. Определяем межосевое расстояние aw,
мм:
aw = ,
где T2 = 2192.8 H•м; [σ]H = 133 H/мм2;
. Выбираем число витков червяка z1:
z1 = 2
. Определяем число зубьев червячного
колеса z2:
2 = z1•Uзп = 2•16 =
32
. Определяем модуль зацепления m, мм:
= 1.6• aw// z2 =
1.6•138/32 = 15.15 ≈ 16
. Определяем коэффициент диаметра
червяка q:
q ≈
0.23• z2 = 0.23•32
= 7.36 ≈ 8
. Определяем коэффициент смещения
инструмента:
= ( aw/m)-0.5•(q+ z2) =
(138/16)-0.5•(8+32) = -1.07
. Определяем фактическое передаточное
число и проверяем его отклонение ΔU от
заданного U:
ф = z2/ z1 = 32/2 =
16
ΔUф =
. Определяем фактическое значение
межосевого расстояния aw, мм:
= 0.5•m•(q+ z2+2•x) = 138.88
. Определяем основные геометрические
размеры передачи:
а) делительный диаметр d1 = q•m = 8•16 =
128 мм;
диагональный диаметр dw1 = m•(q+2•x) =
16•(8-2.14) = 93.76 мм;
диаметр вершин витков da1 = d1+2•m = 128+2•16
= 160 мм;
диаметр впадин витков df1 = d1-2.4•m =
128-2.4•16 = 89.6 мм;
-делительный угол подъема линии
витков червяка;
длина нарезаемой части червяка b1 =
(10+5.5•|x|+z1)•m+C =
(10+5.5•1.07+2)•16+0 = 286.16 ≈ 287 мм ≈ 290 мм;
б) d2 = dw2 = m• z2 = 16•32 =
512 мм-диаметр вершины зубьев;
da2 = d2+2•m•(1+x) =
512+2•16•(1-1.07) = 482.24 мм- делительный диаметр;
наибольший диаметр колеса daw2 ≤ da2+(6•m/(z1+2)) =
482.24+(6•16/(2+2)) = 506.24 мм;
диаметр впадин зубьев df2 = d2-2•m•(1.2-x) =
512-2•16•(1.2+1.07) = 439.39 мм;
ширина венца z1 = 2, b2 = 0.355•aw=
0.355•302.88 = 107.52 мм ≈ 108 мм;
радиусы закрепления зубьев Ra = 0.5•d1-m =
0.5•128-16 = 48 мм;
= 0.5• d1+1.2•m =
0.5•128+1.2•16 = 83.2 мм;
условный угол обхвата червяка венцом
колеса: sinδ = b2/( da1-0.5•m)=108/(160-0.5•16)
= 0.71=>δ≈45˚;
δ = 90˚ в
диапозоне 90˚…125˚;
. Определяем КПД червячной передачи:
. Определяем контактные напряжения
зубьев колеса , H/мм2:
,
где Fr2 = 2•T2•103/ d2 = 2•2192.8•103/512
= 8565.62 H, окружная
сила на колесе; K = 1, так как V2<3 м/с; Vs = (Uф•W2•d1)/(2•cos γ•103) = 2.22
м/с;
Тогда
σH = = 122.89
Н/мм2 < [σ]H = 133 H/мм2,
где V2 = W2•d2/2000 =
2.105•512/2000 =0.53 м/с;
. Определяем напряжения изгиба
зубьев колеса σF, Н/мм2:
σF = 0.7•YF2•(Fr2/b2•m)•K ≤ [σ]F,
где zv2 = z2/cos3 =
32/0.9703=35=> YF2=1.64;
Тогда
σF=(0.7•1.64•8565.62•1)/(16•108)=5.69
H/мм2<<[σ]F=26.625 H/мм2
Верно, вследствие того, что
нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью
зубьев червячного колеса.
Таблица 6.1. Параметры червячной
передачи, мм
Проектный
расчет
|
Параметр
|
Значение
|
Параметр
|
Значение
|
Межосевое
расстояние aw
|
138
|
Ширина
зубчатого венца колеса b2
|
108
|
Модуль
зацепления m
|
16
|
Длина
нарезаемой части червяка b1
|
290
|
Коэффициент
диаметра червяка q
|
8
|
Диаметры
червяка: Делительный d1 Начальный dw1 Вершин
витков da1 Впадин
витков df1
|
128
93.76 160 89.6
|
Делительный
угол витков червяка γ
|
14˚
|
|
|
Угол
обхвата червяка венцом колеса 2 δ
|
90˚
|
Диаметры
колеса: Делительный d2=dw2 Вершин
зубьев da2 Впадин
зубьев df2 наибольший
daw2
|
512
482.24 439.39 506.24
|
Число
витков червяка z1
|
2
|
|
|
Число
зубьев колеса z2
|
32
|
|
|
Таблица 6.2. Проверочный расчет
Параметр
|
Допускаемые
значения
|
Расчетные
значения
|
Примечание
|
КПД
0.970.869
|
|
|
|
Контактные
напряжения σH
|
133
|
122.89
|
Допускаемая
недогрузка передачи не более 15% соблюдается 7.602%
|
Напряжения
изгиба σF
|
5.69
|
26.625
|
σF
<<[σ]F, так как нагрузочная способность
червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного
колеса 78.63%
|
. Расчет открытой
конической зубчатой передачи
. Определяем внешний делительный диаметр колеса de2,
мм:
de2 ≥
165•,
где T2 = 2127.4 H•м; U = 4.49; = 1; = 1;
. Определяем углы делительных
конусов шестерни δ1 и колеса δ2:
δ2 = arctgU = arctg4.49 =
77.44417˚
δ1 = 90- δ2 =
90-77.44417 = 15.55583˚
. Определяем внешнее конусное расстояние
Re, мм:
. Определяем ширину зубчатого венца
шестерни и колеса b, мм:
= ΨR •Re=0.285•322.63646=91.95139≈95
. خïًهنهëےهى
âيهّيèé
îêًَويîé
ىîنَëü
me -نëے
êîëهٌ
ٌ ïًےىûىè çَلüےىè, ىى:
= 14• T2•1000/(• de2•[σF])• =
14•2127.4•1000/(0.85•629.838•170.72•95) = 3.43,=0.85, =1;
. خïًهنهëےهى
÷èٌëî çَلüهâ êîëهٌà Z2 è ّهٌٍهًيè Z1:
2 = de2/ me = 184
Z1 = Z2/U = 184/4.49
= 41
. خïًهنهëےهى
ôàêٍè÷هٌêîه
ïهًهنàٍî÷يîه
÷èٌëî è ïًîâهًےهى
همî
îٍêëîيهيèه
ΔU îٍ
çàنàييîمî U:
ش = Z2/ Z1 = 184/41 =
4.487
ΔUش
=| Uش -U|/U•100% =
|4.487-4.49|/4.49•100% = 0.048%<4%
. خïًهنهëےهى
نهéٌٍâèٍهëüيûه
َمëû
نهëèٍهëüيûُ
êîيٌَîâ
ّهٌٍهًيè δ1 è êîëهٌà δ2:
δ2 = arctgUô = arctg4.487 =
77.43604˚
δ1 = 90- δ2 =
90-77.43604 = 12.56396˚
. آûلèًàهى
êîôôèِèهيٍ
ٌىهùهيèے
èيًٌٍَىهيٍà نëے
ïًےىîçَلîé
ّهٌٍهًيè Xe1 è êîôôèِèهيٍ
ٌىهùهيèے
êîëهٌ
Xe2:
Xe1 = 0.26
2 = - Xe1=-0.26
. خïًهنهëےهى
ôàêٍè÷هٌêèه
âيهّيèه
نèàىهًٍû
ّهٌٍهًيè è
êîëهٌà,
ىى:
ؤèàىهًٍ
نهëèٍهëüيûé:
1 = me•
Z1 = 140.63
de2 = me•
Z2 = 631.12
ؤèàىهًٍ
âهًّèي
çَلüهâ:
= de1+2•(1+ Xe1)• me•cos
δ1 = 149.066= de2+2•(1- Xe2)• me•cos
δ2 = 633
ؤèàىهًٍ âïàنèي çَلüهâ:
= de1 -2•(1.2- Xe1)• me•
cos δ1 = 134.337= de1-2•(1.2+ Xe1)• me•
cos δ2 = 629.72
. خïًهنهëےهى
ًٌهنيèé نهëèٍهëüيûé
نèàىهًٍ
ّهٌٍهًيè d1
è êîëهٌà,
ىى:
d1 ≈ 0.857• de1≈120.51
d2 ≈ 0.857• de2≈540.869
. دًîâهًےهى
ïًèمîنيîٌٍü
çàمîٍîâîê
êîëهٌ, ىى:
çàم
≤ Dïًهن
Sçàم
≤ Sïًهن
Dçàم
= dae+6
ىى = 154.066
Sçàم
= 8• me=8•3.43
= 27.44 < 200
13. دًîâهًےهى
êîيٍàêٍيûه
يàïًےوهيèے
, ح/ىى2:
,
= 2• T2•1000/(d2) = 2•2127.4•1000/540.869
= 7866.59 ح;
=1;
=1;
=1.05;
=W2•d2/2000=2.105•540.869/2000=0.569
ى/ٌ;
ٍهïهيü ٍî÷يîٌٍè
- 9;
زîمنà
يهنîمًَçêà
- 9.7418%;
. دًîâهًےهى
يàïًےوهيèے
èçمèلîâ
çَلüهâ
ّهٌٍهًيè σF1 è êîëهٌà σF2, ح/ىى2:
σF2 = YF2•Yβ•F1•
/(•b• me) ≤
[σ]F2
σF1 = σF2•
YF1/ YF2 ≤ [σ]F,
منه
YF2 = 3.63, Z = Z2/ cos δ2 =
184/0.21752 = 845.89; YF1 = 3.53, Z = Z1/ cos δ1 =
41/0.97605 = 42;
β = 1;
زîمنà
σF2 =
3.63•1•7866.59• /(0.85•95•3.43)
= 116.5024 ≤ [σ]F2 = 170.72
.7582% - يàمًَçî÷يàے
ٌïîٌîليîٌٍü
çَل÷àٍîé ï