Угол наклона гибкой передачи, 0 -- 55

Разработать привод винтового конвейера

по заданной схеме»

 

Вариант __6 - 7___

 

 

 

 

в

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, 2 (рад/с) -- 14,8

Угол наклона гибкой передачи, 0 -- 55

Ресурс работы привода, L_h(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,

₃ –угловая скорость 3-го вала.

 

1.2.3 Мощность на 1-м валу

 

где _общ –общий КПД передачи

 

 

 

_общ=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. I_{зубч.пер.}по ГОСТ: 2,8; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10;…

Первоначально рекомендуется взять i_{рем.пер} = 2,5; I_{зуб.пер.}= 4 ,стр. 7,10

I_общ=2,5 4 = 10 n^ор₁ = 10 141,4 = 1414 об/мин

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

По n^ор₁ выбирается ближайшая стандартная частота вращения электродвигателя n_дв.ст=1500 об/мин.

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

I_рем.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 d_1,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:

а_предв.=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

1 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

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

Таблица 2.3

Значение С_р 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

C_L- Коэффициент учитывающий длину ремня (см. табл. 2.4).

Таблица 2.4

Значение коэффициента C_Lдля 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 L_р=2500 мм для сечения Б коэф-нт С_L=1,03.

- коэф-т угла обхвата, выбирается из соотношений

C	1,0	0,95	0,89	0,83	0,82

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

 

Первоначально рекомендуется принять C_Z=0,95.

 

Число ремней надо округлить до ближайшего целого числа в большую сторону Z_рем=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

С_i– коэффициент, учитывающий передаточное число

С_н – коэффициент влияния нагрузки, при постоянной нагрузке

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

а_предв = 1,5(250+630) = 1320 мм.

L_предв= мм.

L_рем =4000 м.

м/с

Z_рем=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 = Т_ш = 57,1 Н·м= 57,1·10³ Н·мм ;

Т₃ = Т_к = 219 Н·м = 219·10³ Н·мм;

n₂= n_ш= 565 об/мин; n₃= n_к= 141,4 об/мин;

Р₂ = Р_ш = 3374 Вт; I_зп= 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.

160,4

[3], с 34.

 

 

3.6 Выбор модуля и числа зубьев шестерни и колеса.

 

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

Применяем предварительно = 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 У_F, для косозубых передач зависит от эквивалентного числа зубьев Z_V.

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

У_F 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 У_FШ = 3,85 и У_FK = 3,6

 

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

где – угол наклона линии зуба

 

 

Коэффициент К_F учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями. При учебном проектировании можно принять К_F = 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

F_t– окружная сила, F_r– радиальная сила,

F_a– 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

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, °

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

Fвг, Н

Fвв, 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.

– Fв^г· а + F_г·в – Fа· – R_Вх(в + с) = 0

R_Вх = Н

– Fв^г (а+в+с) + R_Ах(в+с) – Fа – F_г с = 0

R_Ах =

 

Проверка: – Rах + Rвх + Fв^г+Fг = 0

– 1330,76 + 3,79 + 461+ 866 = 0

1330,79 – 1330,76 = 0 0 = 0

Эпюры изгибающих моментов в характерных точках.

М_и1= 0

М_и2 = Fв^г а = 461 0,07 = 32 Н·м

М_и3=Fв^г·(а+в) – Rах·в = 461 0,126 – 1330,76 · 0,056 = 58,1 – 74,52 = –16,42 Н·м

М_и3 (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

– Fв^в· а – F_t· в + R_ву· (в+с) = 0

Rву = = = 1553,2 Н

– Fв^в· (а+в+с) – R_ау· (в+с) + F_t· c= 0

Rау =

Проверка:

Fв^в +Rву + Rау – Ft= 0

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

Эпюры М_и в характерных точках

М_и1 = 0

М_и2=Fв^в · а = 658 0,07 = 46,06Н·м

М_и3=Fв^в· (а+в) + Rау · в = 658 0,126 + 72,7 · 0,056 = 82,9 +4,07 = 86,97 Н·м

М_и3 (справа) =Rву · с = 1553 · 0,056 = 86,98 Н·м М_и4 = 0

 

Суммарный изгибающий момент

М_и = ; М_и1 = 0

М_и2 = = 56,1 Н·м

М_и3 = = 88,5 Н·м

М_и4 = 0

 

Момент эквивалентный в характерных точках

М_экв = М_кр = Т₂ = 57,1 Н м

М_{экв 1} = = 57,1 Н м

М_{экв 2} = = 80,0 Н·м

М_{экв 3} = = 105,3 Н м

М_{экв 4} = Н·м

М_эквmax=105,3 Н·м

 

5.3.2 Требуемый диаметр вала в наиболее нагруженном сочетании

d_в=

d_вш= = 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

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

Расчетная схема нагружения вала колеса