Расчет клиноременной передачи
Выбор электродвигателя
Задано: окружная сила , скорость ленты
, диаметр барабана
Мощность на валу барабана:
Частота вращения этого вала:
Коэффициент полезного действия:
= 0,950,970,970,990,99=0,87
где – соответственно КПД ременной передачи, первой и второй ступеней редуктора, муфты и пары подшипников вала барабана.
Принимаем [2, табл. П.1].
Расчетная мощность электродвигателя:
=4,116/0,87=4,73 кВт
Выбираем [2, табл.П.2] электродвигатель 4А132S643 с параметрами: мощность , частота вращения
, кратность пускового момента
2 , диаметр вала
Исходные данные
Передаточное отношение привода:
=965/50,2=19,22
Разбивка передаточного отношения по ступеням.
Предварительно принимаем передаточное число ременной передачи u¢1=2
Из условия минимальных габаритных размеров и начально меньшего погружения в смазку колеса быстроходной ступени при с=1,1, по графику получаем (рис. 1а) u2¢=3,5, тогда
Окончательно 2,
3,55,
Тогда передаточное отношение привода:
Мощность, частота вращения и крутящий момент на валах привода:
- первый вал (вал электродвигателя)
P1=Pд=5,5 кВт n1 =nд = 965 мин –1
T1=9550×P1/n1 = 95505,5/965=54,43 Н×м
- второй вал (быстроходный вал редуктора)
P2=Pl×h1=5,50,95=5,225 кВт, n2 = nl/ ul = 965/2=482,5 мин –1
T2=9550×P2/n2 = 95505,225/482,5=103,5 Н×м
- третий вал (промежуточный вал)
P3=P2×h2= 5,2250,97=5,07 кВт, n3 = n2/ u2 =482,5/3,55=135,9 мин-1
T3=9550×P3/n3 = 9550×5,07/135,9=356,3 Н×м
- четвертый (выходной вал)
P4=P3×h3= 5,070,97=4,92 кВт, n4 =n3/u3=135,9/2,8=48,54 мин –1
T4=9550×P4/n4 = 95504,92/48,54=967,9 Н×м
Выбор номинальных нагрузок
Срок службы привода
Ln=n0×tc×ku×n×L0=3×7×0,8×260×5=21840 ч
где n0 – число рабочих смен в сутки,
tc – длительность смены,
ku – коэффициент использования привода,
L0 – количество лет работы,
n – число рабочих дней в году.
Принимаем n0=3 при пятидневной неделе tc=7,2, ku=0,8, n=260, L0=5 лет
Число циклов действия первой ступени нагрузки
N1=60×n1×D1×Lh=609650,00321840=0,38106
где D1×= 0,003 – относительная продолжительность действия этой ступени;
Lh = 21840 ч. – срок службы привода
. Так как N=0,38×106<107, Номинальной нагрузкой для расчета передач привода являются крутящие моменты, соответствующие первой ступени нагрузки
Tн1=54,43 , Tн2=103,5 , Tн3= 356,3 , Tн4=967,9 Н×м.
Расчет клиноременной передачи
Задано: мощность Р1=5,5 кВт, частота вращения малого шкива , передаточное число u1=2, крутящий момент на быстроходном валу Тн1=54,43 Нм.
Выбираем [ 1 ,табл. 8.12] при мощности Р1=5,5 кВт ремень сечением Б.
Диаметр малого шкива
d1= 180 мм [ 1 , табл. 8.10 ]
Диаметр большого шкива при коэффициенте упругости скольжения e=0,02
=1802(1-0,02)=352,8 мм
принимаем по ГОСТ 20889-75
Фактическое передаточное число
=355/180=1,97
Скорость ремня
=
м/с
Что меньше предельного значения для ремня типа Б [1, с.144]
Скоростной коэффициент
cv=1,05-0,0005×V2=0,51
Ориентировочное межосевое расстояние [1, с.151] при u1=2
=2,4×180=432
Расчетная длина ремня
Число пробегов ремня
=103×9,09/1721=5,28 с-1,
что меньше [i]=10 c-1
Действительное межосевое расстояние
=
мм
Угол обхвата малого шкива
=180–57,3(355-180)/431,65=156,37°
Окружная сила
=2000×54,43/180=604,7 Н.
Допускаемая полезное напряжение в ремне
=1,350,921,01×0,8=1 МПа ,
где - допускаемое напряжение типовой передачи,
коэффициент динамичности и режима работы. Принимаем
=1,35 МПа при 0=1,2 МПа [ 1 ,табл.8.10],
[ 1 ,табл.8.10]при односменной работе
Сu.=1,05-0,0005·u2=1.05-0,0005·9,092
C=1–0,003(180–156,37)=0,92
Расчетное число ремней
=604,7/230×1=2,62
где А – площадь поперечного сечения ремня, принимаем А=230 мм2 [1, табл.8.2] для ремня типа Б.
принимаем Z = 3 .
Нагрузка на валы
=21,2230×3×sin (156,37/2)=575,32 Н
Максимальное напряжение в ремне
МПа
где Е – модуль продольной упругости,
h – толщина ремня,
q – линейная плотность
Принимаем E=80 МПа [1, с.146], h=10,5[1, табл.8.2],q=0,178 кг/м [2, табл.П.4]
Долговечность ремня
ч
где СН, Сu – коэффициенты соответственно непостоянства нагрузки и передаточного числа
у – предел прочности ремня,
принимаем [1, c.151] Сu=1,7 СН=1 при u1=1,34, у=9 МПа, m=8
4. Расчет быстроходной ступени редуктора
Задано: косозубая передача , крутящие моменты на валу шестерни TH2= 103,5 H×м,колеса T3Н=356,3 H×м, частота вращения вала шестерни n2=482,5 мин -1, передаточное число u=3,55, срок службы Lh= 21840 ч , кратность пускового момента электродвигателя l = 2
Выбираем для изготовления шестерни сталь 45, колеса – сталь 50 [1 , табл.9.13 ]:
Материал Сталь | МПа | Твердость H | Термообработка | ||
B | T | ||||
Шестерня | 735 441 | 192…240 | улучшение | ||
Колесо | 628 343 | 179…228 | улучшение | ||
Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете контактной выносливости для:
шестерни
NHE 1=60×Lh×n2×[(T1/T)3×D1+(T2/T)3×D2+(T3/T)3×D3]=
=6021840482,5[1,330,003+130,15+0,730,25+0,530,6]=1,99108
где T1/T, T2/T, T3/T – относительные моменты по ступеням графика нагрузки – соответственно 1,3, 1,0 и 0,6;
D1, D2, D3 – относительная длительность нагрузки, D1=0,003, D2=0,65, D3=0,35
колеса
Допускаемые контактные напряжения
[ H] = (Hlimb/SH)×KHL,
где Hlimb – длительный предел контактной выносливости,
SH – коэффициент безопасности,
KHL – коэффициент долговечности,
Принимаем при средней твердости материала
для шестерни Н3=270
Hlimb =2HВ+70=2×220+70=510 МПА , SH = 1,1 при улучшении, КHL = 1 при NHE3> NHO3
[H]1=5101/1,1=463 МПа
для колеса при Нu
Hlimb =2× НВ+70=2×200+70=470 МПА,
SH = 1,1, KHL = 1:
[H]4=4701/1,1=427,27 МПа.
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость
[F] = (Flimb/SF)×KFL,
где Flimb, SF, KFL – аналогично предыдущему,
принимаем SF=2[3, табл.8.9], KFL=1 при NFE> NFO
Flimb=H+260 [1, табл.9.12],
Эквивалентное число циклов перемены напряжений для:
шестерни
NHE 1=60×Lh×n2×[(T1/T)m×D1+(T2/T)m×D2+(T3/T)m×D3]=
=6021840482,5[1,360,003+160,15+0,760,25+0,560,6]=1,28108
где T1/T, T2/T, T3/T – относительные моменты по ступеням графика нагрузки – соответственно 1,3, 1,0 и 0,6;
D1, D2, D3 – относительная длительность нагрузки, D1=0,003, D2=0,65, D3=0,35
колеса
NFE2=NFE1/u2=1,28108/3,55=3.6107
Допускаемые напряжения при SF=2
[F]1 = ((H3+260)/SF)×KFL480/2=240 МПа
[F]2 = ((H4+260)/SF)×KFL=460/2=230 МПа
Межосевое расстояние
а¢W = 430/(u2+1) ×3 мм,
где KHb – коэффициент неравномерности распределения нагрузки;
y¢ba – относительная ширина колеса ;
[H] – расчетное допустимое напряжение.
Принимаем yba=0,4 , тогда при ybа =0,4×yba×(u2+1)=0,50,46=1,2.
По графику [ 1.рис.9.5, кривая 3 ] ,KHb= 1,19 .
Таким образом,
а¢W1=430/(4,55)×3 мм
Принимаем аW = 130 мм [1, табл. 6].
Число зубьев
шестерни z1 = 29
колеса z2= z1×u2= 293,55=102,95=103
Фактическое передаточное число
U2Ф = z2 / z1= 103/29=3,55
Модули
торцевой m t = 2×aW/(z3+z4)=2130/(103+29)=2,12 мм,
нормальный m = 2 мм [1, табл. 9.5].
Угол наклона зубьев
b =arcсos(m / m t)= arcсos(2/2,12)=19,37°
Эквивалентные числа зубьев
zv1=z1/cos3(b)=29/cos3(19,37°)=34,65
zv2=z2/cos3(b)=29/cos3(19,37°)=123,06
Окружная скорость в зацеплении
V = p×m t×z1×n2/(60×103) =3,142,1229482,5/(60103) =1,55 м/с;
принимаем [1, табл. 9.10] степень точности n'=8 .
Размеры, мм:
- шестерни
d1=mt×z1= 2,1229=61,48;
da1=d1+2m=61,48+22=65,48;
df1=d1–2,5m=61,48-2,52=56,48;
b1=b2+(5…10)=56+8=64
- колеса
d2=mt×z3=2,12103=218,36;
da2=d2+ 2m=218,36+22=222,36;
df2=d2–2,5m=218,36-2,52=213,36;
b¢2 = yba× aW= 0,4139,92=56
Фактическое межосевое расстояние
аwф=0,5×(d1+ d2)=0,5×(61,48+218,36)=139,92 мм
Коэффициенты перекрытия
eb= bW×sinb/(p×m)=56×sin19,37/(3,14×2)=2,96
ea=[1,88-3,2(z3-1+z4-1)]×cosb=[1,88-3,2(29-1 +103-1)]×cos19,37=1,63.
Силы в зацеплении,Н:
Ft1=2×103×TH3/d3=2×103×54,43/61,48=1770,66 Н;
Ft2=Ft1×tgan/cosb=1770,66×tg20/0,94=685,6 Н;
Fa1=Ft1×tgb=1770,66×tg19,37=622,5 Н ,
где an = 20° - угол зацепления в нормальном сечении.