![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Редуктор состоит из червяка и червячного колеса, которые расположены на валах. В свою очередь опорами валов являются однорядные роликовые конические подшипники.
На ведомом валу червячного редуктора расположена ведущая звездочка открытой цепной передачи, которая установлена консольно относительно опор. Цепная передача предназначена для передачи вращающего момента между валами, расположенными на больших расстояниях друг от друга, и увеличения вращающего момента и понижения частоты вращения. Данный привод рассчитан на 15*103 часов. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.
1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. 1.1. Общий к.п.д. привода: η = η 1*η 2*η 3*η где η 1 = 0, 98 – к.п.д., учитывающий потери в муфте; η 2 = 0, 8 – к.п.д., учитывающий потери в червячной передаче; η 3 = 0, 92 – к.п.д., учитывающий потери в цепной передаче; η 4 = 0, 99 – к.п.д., учитывающий потери в одной паре подшипников качения. η = 0, 98*0, 8*0, 92*0, 993 = 0, 7 [1, с.6] 1.2. Требуемая мощность электродвигателя. Рдв.тр.= где Р3 = Ft*V=7.7*1=7, 7, кВт Рдв.тр.= 1.3. Д*nдв.тр.= n3*Д*u, где n3 = Д*u =u1*u2 – диапазон возможных общих передаточных чисел; здесь u1 =8…40 –минимальное и максимальное значение передаточного числа червячной передачи; u2 = 2…6 - минимальное и максимальное и значение передаточного числа цепной передачи; Д*u = 8*2…40*6 = 16…240 [1, с.6] nдв.тр.=47, 8(16…240) =764, 8…11472, об/мин 1.4. Выбор электродвигателя. По каталогу [1, с 12, с 13] выбираем электродвигатель.
Таблица 1
Характеристика электродвигателя
1.5. Передаточное число привода: u = 1.6. Разбивка передаточного числа между ступенями: u = u1*u2 Из стандартного ряда чисел выбираем: u1 = 8; тогда u2 =
1.7. 1.7.1.Ведущий вал редуктора: P1 = Pдв.тр. *η 1*η 4 = 11*0, 98*0, 99 = 10, 67, кВт n1 = nдв. = 975, об/мин ω 1 = T1 = 1.7.2. Ведомый вал редуктора: P2 = P1 *η 2*η 4 = 10, 67*0, 8*0, 99 = 8, 45, кВт n2 = ω 2 = T2 = 1.7.3. Вал барабана: P3 = P2*η 3*η 4 = 8, 45*0, 92*0, 99 = 7, 7, кВт n3 = ω 3 = T3 = Таблица 2 Результаты кинематического расчёта привода редуктора
2. 2.1. Число заходов червяка, число зубьев червячного колеса.
где z1 – число заходов червяка,
При u1=8 z1=4
Окончательно: z1=4, z2=32 2.2.Предварительная скорость скольжения
где n2 – частота вращения червячного колеса; Т2 – вращающий момент на червячном колесе; z2 – число зубьев червячного колеса.
=(1, 8…6, 6)*3, 373=6, 07…22, 2, м/с
Степень точности n=8 [2, с.3]
2.3.Материал червяка и зубчатого венца червячного колеса 2.3.1.Червяк: материал – сталь 40ХН, термообработка – улучшение + закалка ТВЧ до Н > 48HRC; σ в = 920МПа; σ т = 750МПа; червяк эвольвентный, шлифуемый. [2, c.4] 2.3.2.Венец червячного колеса При [2, с.4]
2.4. Допускаемые контактные напряжения
где КHL – коэффициент долговечности при расчете на контактную прочность; КHL= Здесь N – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы – наработка; При постоянной нагрузке N= 60*n2*t∑ . Здесь t∑ =15*103 - срок службы привода N= 60*121, 9*15*103=10, 97*107. КHL= СV = 0, 8 – коэффициент, учитывающий износ материала; [2, с.5]
2.5. Допускаемые напряжения изгиба где КFL– коэффициент долговечности при расчете на изгиб; КFL=
2.6. Коэффициент нагрузки (предварительный) K где K K Примем K 2.7. Межосевое расстояние, мм а где z2=32 q= q ≥ 0, 25*z2; q ≥ 0, 25*32=8, что соответствует стандартному значению а В соответствии со стандартом принимаем а 2.8. Модуль зацепления, мм m= что соответствует стандартному значению. 2.9. Коэффициент смещения x= x= 2.10. Угол подъема витков червяка на делительном цилиндре γ =arctg γ =arctg 2.11. Угол подъема витков червяка на начальном цилиндре γ W=arctg γ W=arctg
2.12. Уточнение скорости скольжения, м/с Vск= где VW1 – окружная скорость на начальном цилиндре червяка; VW1= Vск= Степень точности n=8 [2, с.3] 2.13. Уточнение допускаемых контактных напряжений
где σ В=230, МПа, КHL=0, 7, СV = 0, 985 [2, с.6]
2.14. Уточнение коэффициента нагрузки k = kβ *kν , где kβ =1 при постоянной нагрузке; kν =1, 4; [2, с.9] k = 1*1, 4=1, 4 2.15. Расчетное контактное напряжение, МПа σ Н= σ Н= Отклонение расчетного σ Н от допускаемого [σ ]H
Δ σ Н = 2.16. Геометрические размеры червяка и червячного колеса 2.16.1. Делительный диаметр d1=m*q=7*8=56, мм d2=m*z2=7*32=224, мм 2.16.2. Начальный диаметр, мм dW1=m*(q+2x)=7*(8+2*0)=56, мм dW2= d2=m*z2=7*32=224, мм 2.16.3. Диаметр вершин витков червяка и зубьев колеса, мм dа1= d1+2m=56+2*7=70, мм da2= d2+2m=224+2*7=238, мм 2.16.4. Диаметр впадин витков червяка и зубьев колеса, мм df1= d1-2, 4m=56-2, 4*7=39, 2, мм df2= d2-2, 4m=224-2, 4*7=207, 2, мм 2.16.5. Наибольший диаметр колеса, мм daМ2 ≤ da2+k*m, [2, с.10] где k =1 при z1=4 daМ2 = 238+1*7=245, мм 2.17. Длина нарезки червяка, ширина венца колеса, мм
b1= где
b1=108+4*7=136, мм При z1=4 b2 ≤ 0, 67* dа1 b2 ≤ 0, 67* 70=46, 9, мм b2=46, мм 2.18. Коэффициент полезного действия η =0, 95
2.19. Уточнение мощности Р1 и вращающего момента Т1 на валу червяка Р1= Т1= 2.20. Силы в зацеплении 2.20.1. Окружная сила на червяке Ft1, равная осевой силе на колесе Fa2 Ft1 = -Fа2 = 2.20.2. Окружная сила на колесе Ft2, равная осевой силе на червяке Fa1 Ft2 = -Fа1 = 2.20.3. Радиальная сила на червяке Fr1, равная радиальной силе на колесе Fr2, где α = 20°– угол зацепления Fr1 = -Fr2 = Ft2*tgα W=1338, 8*tg20°=487, 3, H 2.21. Расчетное напряжение изгиба, МПа где YF2– коэффициент формы зуба колеса; ZV2 - эквивалентное число зубьев червячного колеса; YF2=1, 63 [2, с.12] k=1, 4 - коэффициент нагрузки
2.22. Проверка передачи червячного редуктора на нагрев
2.22.1. Площадь свободной поверхности охлаждения корпуса, включая 70% площади ребер и бобышек, м2 : А=20*аW1, 7=20*0, 141, 7=0, 71, м2 2.22.2. Рабочая температура редуктора без искусственного охлаждения, град. Редуктор без искусственного охлаждения, град. t0 = где t0 – температура корпуса редуктора при установившемся режиме работы, град; t [t0]=75°C…95°C – максимально допустимая температура нагрева масла, град; KТ=12 – коэффициент теплоотдачи, зависящий от материала корпуса редуктора и интенсивности вентиляции помещения, Вт/м2 °С; ψ =0, 3 – коэффициент, учитывающий отвод тепла от корпуса редуктора в металлическую плиту или раму. t0 =
3. Расчет цепной передачи. 3.1. Число зубьев звездочек 3.1.1. Ведущей: z1=31-2*u2 где u2=4, 67 – передаточное число цепной передачи z1=31-2*4, 67=21, 66 z1=22 3.1.2. Ведомой: z2= z1* u2 z2=22*4, 67=102, 74 z2=103 3.2. Шаг цепи t=60* где P2=2, 807кВт – мощность на ведущей звездочке, кВт z1=22, n2=178, 75об/мин – число зубьев и частота вращения ведущей звездочки; Km=1- коэффициент, учитывающий число рядов цепи; [3, с.4]
KЭ – коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи; KЭ= Kg*Ka*Kn*Kp*Kc*Kсм Здесь Kg=1- динамический коэффициент; Ka=1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния; Kn=1 – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи; Kp=1, 25 – коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи; Kc=1, 5 – коэффициент, учитывающий способ смазки; Kсм=1, 25 – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи. [3, с.4] KЭ=1*1*1*1, 25*1, 5*1, 25=2, 344 t=60* Ближайшее стандартное значение t=25, 4мм [3, с.6] 3.3. Проверка цепи по частоте вращения. n2 ≤ [n2] где [n2]=800об/мин – допускаемая для цепи частота вращения [3, с.7] n2=178, 75об/мин < [n2] 3.4. Проверка цепи по давлению в шарнире p ≤ [p] где [p] – допускаемое давление в шарнире; p – давление в шарнире.
здесь Ft – окружная сила; Ft= где Р2=2, 807кВт – мощность на ведущей звездочке; VЦ – скорость цепи; VЦ= VЦ= Ft= Аоп=179, 7мм2 – площадь опорной поверхности шарнира; [p]= [p0]* [1+0, 01*(z1-17)], МПа здесь [p0]=23МПа - допускаемое давление в шарнире при z1=17 [3, с.6] [p]= 23* [1+0, 01*(22-17)]=24, 15 МПа p= 3.5. Межосевое расстояние a=40*t=40*25, 4=1016, мм 3.6. Число звеньев цепи zΣ = 2 3.7. Уточнение межосевого расстояния a=
= 3.8. Стрела провисания fЦ=0, 02*а=0, 02*444, 56=8, 89мм 3.9. Диаметр делительной окружности звездочек dд1= dд2= 3.10. Диаметр наружных окружностей звездочек Da1=t* =25, 4* где D =15, 88, мм – диаметр ролика цепи [3, с.6] Da2=t* =25, 4* 3.11. Силы, действующие на цепь а) окружная: Ft = 1728, 9H; b) центробежная: FЦ = qm*V где qm =2, 6, кг/м – масса 1м длины [3, с.6] c) от провисания цепи: Ff = 9, 81*Kn*qm*a=9, 81*1*2, 6*0, 44456=11, 34Н 3.12. Расчетная нагрузка на валы F=Ft+2*Ff=1728, 9+2*11, 34=1751, 6Н 3.13. Коэффициент запаса прочности S= где [S]=8, 2 – нормативный коэффициент запаса прочности [3, с.8] Q=60кН – разрушающая нагрузка [3, с.8] S=
4. Предварительный расчет валов
|