Привод червячно-цепной

 

6. Расчет цепной  передачи

 

Выбираем приводную  роликовую цепь.

 

Вращающий момент на валу ведущей звездочки

101900 Нмм.

Коэффициент, учитывающий условия монтажа  и эксплуатации

,

где  -  динамический коэффициент;

       -   коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния;

       -   коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи;

       -   коэффициент способа регулировки цепи ;

      - коэффициент, зависящий от способа смазки;

      -  коэффициент периодичности работы.

В соответствии с требованиями к передаче, согласно [4, с. 86], принимаем

= 1; = 1; =1; =1,25; =1,0; =1.

Таким образом:

1,25.

Число зубьев ведущей и ведомой звездочек соответственно:

;

;

где  -  передаточное число.

=31-2×4,17=22,7,

 принимаем 23, тогда

23×4,17=95,9

принимаем 96.

Уточненное передаточное число

96/23=4,174;

Погрешность

u= [(4,174-4,17)/4,17]×100%=0,09% <[ u];

[

u]=4%;

Принимаем по табл.5.15 [4, c.191]

 значение допускаемого среднего давления [p]=24 МПа.

Определяем  шаг однорядной цепи

мм.

Принимаем из стандартного ряда [4, с. 82]   t=19,05  мм;

 по табл.5.12 [4, c.82]

Q=3180 кгс – разрушающая нагрузка,

q=1,5 кг/м – масса 1м цепи,

 F=105,8 мм - проекция опорной поверхности шарнира;

Скорость цепи

м/с;

Окружное усилие

Н;

Давление в  шарнирах цепи

  МПа,

где   -  окружное усилие, Н;

       - проекция опорной поверхности шарнира,  мм

Уточняем по табл. 5.15 [4, c.85] допускаемое давление [p]=25,44 МПа;

Условие выполнено.

Силы, действующие на цепь:

центробежная

=1,5×1,31 2,58 Н,

  где  - удельная масса цепи, кг/м,

здесь, согласно [4, с. 82], =0,8 кг/м;

от провисания цепи

= ×6×1,5×0,794=84,1 Н,

  где  - коэффициент, учитывающий расположение цепи,

здесь, согласно [4, с. 86] , =6.

межосевое расстояние в диапазоне  = , в этом случае

мм,

 принимаем =794 мм.

Расчетная нагрузка на валы

= 1628,8 Н.

Коэффициент запаса прочности

Допускаемый коэффициент запаса прочности, согласно [4, с. 87], =9,4.

Условие  выполнено

Диаметры делительных  окружностей звездочек:

ведущей

  мм;

ведомой

  мм.

Диаметры наружных окружностей звездочек:

ведущей

=148,24мм;

ведомой

=591,56мм

здесь - диаметр ролика цепи , согласно [4, с. 82] =11,91мм.

 

7. Проверка долговечности подшипников

 

Ведущий вал.

Из предыдущих расчётов имеем: усилия в зацеплении

окружная для  червяка и осевая для колеса

456,9 Н;

окружная для  колеса и осевая для червяка

1592,3 Н;

радиальная на колесе и червяке

579,5 Н.

Из 1-го этапа  компоновки имеем: мм, мм.

Реакции опор в плоскости YZ

Н ;

 Н;

Проверка:

Реакции опор в плоскости XZ

Н;

Н;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7205( d=25 мм, D=52 мм, Т=16,5 мм, С=29,2 кН, С =21 Кн);

Коэффициент осевого нагружения е=0,36 ; коэффициент Y=1,666; [4, c.342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

 

 

 

 

Рассмотрим  левый подшипник «1»:

Отношение

;

 осевую  нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для  данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Рассмотрим правый подшипник  «2»:

Отношение

;

 поэтому  эквивалентную нагрузку определяем  с учётом осевой:

Н;

Расчётная долговечность, млн.об.

млн.об.

Расчётная долговечность, ч

ч;

Полученное  значение долговечности наиболее нагруженного подшипника меньше срока службы привода (Т=23000 часов), однако в процессе эксплуатации редуктора допускается замена подшипников. Таким образом, принимаем к установке подшипник 7205 с комплектацией в ЗИП запасных подшипников.

 

Изгибающие  моменты на ведущем валу:

 

Мx2=Rx2×l2=459,6×75= 34470,5Нмм.

Mx1= Rx1×l1=119,9×75=8994,5 Нмм

My1= Ry1×l1=228,5×75=17134,3 Нмм

My2= Ry2×l2=228,5×75=17134,3 Нмм

 

 

                 X

                                           FR1

                                                                                     Z

                       FA1

 

         Y                         

 

     FT1

                                l1                          l2

    X               Rx1                                               Rx2

    FR1  FA1

                                                                        Z

                

                                    34,47

                                 8,99

 

                                

           Y

        

                      Ry1                        FT1                       Ry2 

 

                                                                                 Z

 

   

 

 

 

                                17,13

 

        

Расчётная схема  ведущего вала

 

Ведомый вал. Из предыдущих расчётов имеем:

усилия в  зацеплении:

окружная для  червяка и осевая для колеса

456,9 Н;

окружная для  колеса и осевая для червяка

1592,3 Н;

радиальная  на колесе и червяке

579,5 Н.

Нагрузка от цепной передачи Rц=1628,8 Н.

Из 1-го этапа  компоновки имеем: мм, мм. мм,

Реакции опор в плоскости ZY

Н ;

 Н;

Проверка:

Реакции опор в плоскости XZ (Н):

 

Проверка:

;

Суммарные реакции:

Н;

Н;

Подшипник 7207( d=35 мм, D=72 мм, Т=18,25 мм, С=35,2 кН, С =26,3 Кн);

Коэффициент осевого нагружения е=0,37 ; коэффициент Y=1,62; [4, c.342]

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Н;

Н;

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае ;

Н;

Н;

Рассмотрим  левый подшипник «1»:

Отношение

;

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для  данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Рассмотрим  правый подшипник «2»:

Отношение

;

осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентная нагрузка

Н;

Здесь для  данных условий коэффициенты ; [4, c.118]

Долговечность рассчитываем для наиболее нагруженной  опоры.

Расчётная долговечность, млн.об.

млн.об.

Расчётная долговечность, ч

Н;

Полученное  значение долговечности больше срока  службы привода (Т=23000 часов).

Изгибающие  моменты на ведомом валу:

 

Mx3= Rx3×l3=962,5×41=39464,1 Нмм

Mx3’=-Rц×(l5+l4)+Rx4×l4=-1628,8×(81+41)+3170,9×41=68706,6Нмм

Mx4= Rц×l5=1628,8×81=131931,2 Нмм

MZ3= RZ3×l3=796,1×41=32641,2 Нмм

MZ4= RZ4×l4=796,1×41=32641,2 Нмм

 

            X     А

    Rц

                                       

                RX4                                           RX3     

                                                                                 Z

                           FA2

                                  Fr2

                А

l5                       l4                      l3

 

131,93            

68,71

       39,46

 

 

                                        

       Z

     RцZ                                   FT2                   

         R4Z                                          R3Z

                                                 Y

 

           32,64

                       

 

 

 

 

 

 

 

Расчётная схема  ведомого вала

 

9. Тепловой расчёт редуктора

 

Для проектируемого редуктора  площадь теплоотводящей поверхности

F=0,25 кв.м.

Условие работы редуктора без перегрева  при продолжительной работе

,

где - требуемая мощность электродвигателя;

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха и  принимаем коэффициент теплопередачи Вт/

Тогда 

 

Допускаемый перепад температур .

 

 

9. Проверка прочности шпоночных соединений

 

Шпонки призматические со скруглёнными торцами. Материал шпонок – сталь45 нормализованная.

Напряжения  смятия и условие прочности

=2T/ d(h-t )(l-b) ;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

 

=100÷120 МПа;

Ведущий вал:

d=22 мм, b×h×l=6×6×28 мм;

=3,5 мм; =7,54 Нм;

=2×7540/22×(6-3,5)(28-6)=12,1 МПа<

Ведомый вал. Проверяем шпонку под зубчатым колесом:

d=40 мм, b×h×l=12×8×45 мм,

=5 мм; =101,9 Нм;

=2×101900/40×(8-5)(45-12)=51,5 МПа<

Проверяем шпонку на выходном конце  вала:

d=32 мм, b×h×l=10×8×45; t₁=5 мм;

=2×101900/32×(8-5)(45-10)=60,7 МПа< ;

 

 

10. Уточнённый расчёт валов

 

Ведомый вал. Материал-;сталь30ХГС, термообработка-улучшение.

В соответствии с [4,с.28] предел прочности  =1020 МПа.

Пределы выносливости: =0,43 =0,43×1020=438,6 МПа;

        

=0,58 =0,58×438,6=254,4 МПа;

Сечение А-А. Крутящий момент Т2=101,9 Нм;

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

МА-А= Rц×l5=1628,8×81=131931,2 Нмм

Где Rц – нагрузка на вал от цепной передачи (значение определено ранее);

l5 – плечо нагрузки;

Момент сопротивления  сечения

W=

=3,14×35 /32 =4207,1 Нмм

Где dп – диаметр вала в месте посадки подшипника;

Полярный момент сопротивления 

Wр=

=2W=8414,2 мм

Амплитуда и  среднее напряжение цикла касательных напряжений

=101900/2×8414,2=6,06 МПа ;

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

=131931,2/4207,1=31,36 МПа;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям 

=438,6/3,8×31,36=3,68;

-эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений;