Проектирование привода конвейера закалочной печи

Корпус.cdw

представленных в [ ]
выполнять совместно
Формовочные уклоны - 3
литейные радиусы - 3 5 мм.
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Поверхность корпуса очистить и красить маслостойкой краской.

червяк.cdw

Концы витков толщиной до 5 мм. срезать и притупить.
Рабочую поверхность витков полировать.
Точность червяка - по ГОСТ 3675-81
Неуказанные предельные отклонения размеров:
Дел. толщ. витк. по хорд.
Сталь 45 ГОСТ 1050-88

компоновка.cdw

Размеры чсервячной передачи
межосевое расстояние a
диаметры червяков и червячных колес d
длина червяков и ширина червячных колес b.
нагружающие вал от зацепления
колес червячной передачи.
нагружающие консольный участок вала
где могут быть установлены звездочки
редуктора червячного

Спецификация.spw

Расчетно-пояснительная записка
Редуктор червячный двухступенчатый
Кольцо мазеудерживающее
Кольцо уплотнительное
Кольцо мазеудерживющее
Маслоуказатель жезловый
Прокладка регулировочная
Гайка установочная М52х1
Шайба предохранительная
Кольцо маслоотбойное
Прокладка уплотнительная
Пробка маслоспускная М20
Гайка М16 ГОСТ 5927-70
Гайка М20 ГОСТ 5927-70
Подшипник 7310Н ГОСТ 333-71
Подшипник 7315 ГОСТ 333-71
Подшипник 7606Н ГОСТ 333-71
Подшипник 108 ГОСТ 8338-75
Рым-болт М16 ГОСТ 4751-73

привод.cdw

Техническая характеристика:
Мощность электродвигателя Р=4кВт
Частота вращения входного вала n=955обмин
Частота вращения выходного вала n=120 обмин
Крутящий момент на выходном валу Т=2 кН*м
Передаточное число быстроходной пары i=8
Передаточное число тихоходной пары i=30
Размеры для справок.
Угловая несоосность оси выходного вала редуктора и оси барабана
Угловая несоосность оси входного вала редуктора и
электродвигателя не более 0
Привод обкатать без нагрузки в течении не менее одного часа.
Стук и резкий шумне допускаются.
После обкатки масло из редуктора слить и залить масло
трансмиссионное автотракторное летнее.
Ограждения условно не показаны. Ограждения муфт установить и
окрасить в оранжевый цвет.
Сварная рама (вид сверху)

содержание.doc

Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя 2
Разбивка передаточного числа редуктора 3
Расчет тихоходной пары. Материалы и допускаемые напряжения 3
Определение скорости скольжения и проверка к 5
Расчет быстроходной пары 9
Выбор оптимального варианта редуктора 11
Расчет и конструирование промежуточного вала редуктора 11
Первая компоновка вала 12
Подбор подшипников 15
Расчет вала на прочность 17
Расчет вала на жесткость 19
Конструирование сварной рамы привода 26
Сборочный чертеж червячного двухступенчатого редуктора – ДМ.500340.00.СБ.
Спецификация – ДМ.500340.00.СБ.
Корпус редуктора – ДМ.500340.01.
Эскизная компоновка редуктора – ДМ.500340.02.

готовое.docx

Задание. Спроектировать привод к конвейеру закалочной печи. Установка работает в две смены. Расчетный срок службы 5 лет.
Основные данные: шаг цепи конвейера t =125 мм; число зубьев звездочки z=8; полезное усилие передаваемое цепью конвейера P=12000 H. Скорость цепи конвейеру должна плавно регулироваться в пределах от Vmin =2 ммин до Vmax =8 ммин.Нагрузку на цепь принять не зависящей от скоростного режима работы конвейера.
Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя.
Определение частоты вращения nр звездочки конвейера при средней скорости. При симметричном регулировании (см.§13.1)
Предварительная оценка общего передаточного отношения привода:
Синхронная частота вращения электродвигателя
nc обмин 3000 1500 1000 750
iобщ ..750 375 250 1875
Ориентируясь на nc =1000 обмин принимаем схему привода состоящую из вариатора на первом звене и двухступенчатого червячного редуктора .
Определяем КПД всей установки принимая ориентировочно: КПД цепного вариатора (с учетом потерь в опорах) 1 =085; КПД двухступенчатого редуктора (с учетом потерь в опорах) 2=0722=056; КПД пары подшипников опор ведущего вала конвейера 3=098; КПД всей установки
Требуемая мощность электродвигателя (при наибольшей скорости конвейера)
Nэ===3430 Вт= 3443кВт
По табл. П6 приложения выбираем асинхронный обдуваемый электродвигатель АОП2-42-6 с повышенным пусковым моментом: Nэ= 40 кВт; пэ = 955 обмин; диаметр вала dэ = 32 мм.
Расчет двухступенчатого червячного редуктора
Передаточное число редуктора
Разбивка передаточного числа редуктора. Рассмотрим три варианта:
В соответствии с принятой разбивкой получим частоту вращения червяка тихоходной пары =:
Расчет тихоходной пары. Материалы и допускаемые напряжения.
Принимаем для червячного колеса Бр. АЖ9-4Л (отливка в землю); для червяка – сталь 45 закаленная (HRC 45-50). По таблице 5.10
[]к =210 Hмм2; по табл. 5.9 [0]и=100 Нмм2.
Вращающий момент на валу колеса
здесь D0- диаметр звездочки конвейера (см. §12.2)
к. п. д. опор ведущего вала конвейера з 098.
Число заходов червяка в соответствии с принятыми значениями it для рассматриваемых трех вариантов:
z1 = 1 z1 = 2 z1 = 4
z2 —30 z2 = 32 z2 = 32
Для всех вариантов примем предварительно (см. § 5.2) q = 9. Межосевое
расстояние при K= 125 (§ 5.3)
По табл. 5.3 примем m=12мм; а q=8;
Примем m= 12 мм и q = 8.
Определение скорости скольжения и проверка к
Скорость скольжения по формуле (5.14)
Уточняем межосевое расстояние для передачи выполняемой без корреции:
Расчетные контактные напряжения Нмм2 по формуле (15.9)
Пол ученые значения к достаточно близки к [к] при соответствующей ск (табл. 5.10) полому пересчета не производим.
Основные размеры зацеплении тихоходной пары мм
Диаметр делительной окружности колеса d2=z2m
Диаметр делительного цилиндра червяка d1=qm
К.п.д по формуле (5.13)
Результаты вычислений сводит в таблицу.96
К определению к.п.д. тихоходной пары редуктора
Определяемая величина
Скорость скольжения ск [по формуле (514)] мс
Угол трения р (табл. 5.5) с увеличением f на 30-50% для безоловянной бронзы
Проверка зубьев колеса на изгиб по формуле (5.20)
Определяем эквивалентное число зубьев.
По табл.5.6 коэффициент y2=0536.
При том же значении К=125 находим
Z==54; y2=0634; и=107 Hмм2.
Расчет быстроходной пары приводим в табличной форме (табл.16.1).
Номинальный момент на валу колеса МБ=МГiT*4Т Н*мм
Предельное число быстроходной пары iБ
Число заходов червяка z1 (в соответствии с iБ)
Допускаемое контактное напряжение []к Нмм2
Расчетное межосевое расстояние а при q=9 и К=125
Модуль осевой m=2aq+z2 мм
Относительный диаметр червяка q
Уточненное межосевое расстояние некорригированной передачи
Скорость скольжения VСК мс
Расчетные контактные напряжения к Нмм2
Диаметр делительного цилиндра червяка d1=qm мм
Делительный диаметр колеса d2=z2m мм
Угол подъема витка γ
Приведенный угол трения ρ
Окружное усилие на колеса Р2=2М2d2 Н
Коэффициент формы зуба у2
Напряжение изгиба в зубьях колеса и Нмм2 при К=125
Общий к.п.д. редуктора 2=БТ
Выбор оптимального варианта редуктора
Выполняем первую эскизную компоновку редуктора в трех вариантах (рис. 16.13); наименьшие габариты редуктора и наилучшие условия смазки окунанием (примерно одинаковое погружение в масло червяка тихоходной ступени и колеса быстроходной) получаем при разбивке передаточного числа по варианту а: iT = 30.
Так как к. п. д. для варианта а несколько ниже чем для варианта б то потери энергии и эксплуатационные расходы по варианту а будут немного больше.
Однако передаваемая мощность невелика существенного различия при экономическом сравнении вариантов а и б не будет. Поэтому принимаем
Общий к. п. д. редуктора для варианта а оказался немного ниже чем определенный предварительно (0t552 против 056). Но так как отличие незначительное то можно оставить ранее выбранный двигатель АОП2-42-6.
Расчет и конструирование промежуточного вала редуктора (конструирование и расчет остальных валов следует выполнять аналогично).
Окружное усилие червяка
TT P2Ttg αx=11000*0364=4000 H.
P2Б=1340 H; P1Б=А2Б===605 H
ТБ P2Бtgαx=1340*0.364=487 H
Рис. 16.13. Сравнение габаритов червячных редукторов
Первая компоновка вала (рис. 16.14). Наносим осевые линии и контуры червяка по dlT dalT dflT и длине нарезанной части i1. Затем определяем размеры тихоходного колеса bT и йат2T размещаем подшипники и колесо быстроходной пары и графически находим размер Δ.
Наметим первый вариант расположения опор вала; между колесом и червяком установим плавающий радиальный подшипник а с другой стороны — сдвоенный радиально-упорный подшипник. Определяем d вала под колесом из расчета на кручение для обеспечения высокой жесткости вала принимаем пониженное []=15 Hмм2
с учетом ослабления вала шпоночной канавкой принимаем d = 35 мм.
Диаметр вала в месте установки радиального подшипника примем d = 45 мм ширину и наружный диаметр подшипника выбираем предварительно из средней серии. Для радиально-упорных подшипников принимаем d — 55 мм размеры выбираем также из средней серии. Наружный диаметр стакана определяем из условия обеспечения монг тажа червяка. Нанося внутренние очертания стенок и прилива намечаем расположение радиально-упорных подшипников. Таким образом получаем расстояние между опорами.
Рассматриваемый вариант расположения опор имеет тот недостаток что в результате теплового расширения вала (при фиксированной в осевом направлении левой опоре) червячное колесо быстроходной пары смещается относительно оси червяка в зацеплении с которым оно находится.
При монтаже редуктора можно отрегулировать совпадение средних плоскостей червячного колеса и червяка регулировочными прокладками левой опоры лишь для одного заранее принятого температурного режима.
Проверим удлинение вала.
Для углеродистой стали а — 12-10". Примем принимая разность температур при различных режимах работы редуктора At = 25° С получаем
Δl=12* 106*320*25 = Q096 мм = 96 мкм.
Допускаемые отклонения на несовпадение средних плоскостей червячного колеса и червяка составляют по ГОСТ 3675—56 для 7-й степени точности;
верхнее отклонение ABG = 42 мкм;
нижнее отклонение AHG = 42 мкм.
Таким образом рассматриваемый вариант расположения опор оказался для данной конструкции непригодным. Достаточно точно отрегулированное положение червячного колеса по отношению к оси червяка оказывается нарушенным вследствие температурных деформаций. Такое расположение опор можно применять при малых колебаниях в температурном режиме работы или коротких валах.
Рассмотрим второй вариант расположив плавающую опору
слева (рис. 16.15) осевые перемещения сечений червяка при температурных колебаниях в этом случае не отразятся на работе тихоходной червячной пары. Так как с увеличением расстояния между опорами жесткость вала уменьшается то для компенсации этого увеличиваем диаметр вала под колесом; ориентируясь на dfn — 67рмм и соблюдая переходы примем под колесом 60 мм под радиатгьно-упорные подшипники 50 мм и под радиальный подшипник 40 мм.
Диаметр стакана надо значительно увеличить чтобы обеспечить монтаж колеса с червяком через отверстие в корпусе; этим облегчается возможность выполнить соединение колеса с валом с натягом.
Подбор подшипников. В соответствии со вторым вариантом компоновки составляем расчетную схему вала (рис. 16.16).
В целях упрощения рассчитываем вал как статически определимую балку с шарнирными опорами на концах; более точное решение может быть получено если рассматривать правую опору со сдвоенными подшипниками как жестко закрепленную. Принятое упрощение идет в запас прочности.
Из предыдущего расчета имеем
P2Б=1340 H; A2T=605 H; TБ=487 H;
P2T=11000 H; A2T=2200 H;
TT=4000 H; d2Б=160 мм; d1T=96 мм.
R1x+P2Б-A2T-R2x=1190+1340-2200-333=30
R1y*405-TT*265+P2T-A2Б-TБ*75=0;
R1y+R2y-TT-TБ=1525+2960-4000-487=-20.
R2z=P2T-A2Б=11000-10395 H.
Определяем эквивалентную нагрузку для радиального шарикоподшипника левой опоры (при средней скорости).
Q=FrVKБKT=1940*1*11*1=2140 H218kгс.
Fr=R1= +=1940 H198 кгс.
Для червячных редукторов требуемую долговечность подшипников ринемают в пределах 10000-20000 ч. Ориентируясь на среднее значение примем Lh=15000 ч.
Намечаем шарикоподшипник особо легкой серии 108 d — 40 мм С = 1320 кгс. Его расчетная долговечность
В нашем случае отношение осевой нагрузки Fa = P2T — Л2Б =11 000-605= 10395 Н к радиальной Fr2 = R2 = 2960 Н значительно больше коэффициента е и следовательно в сдвоенном ради-ально-упорном подшипнике работает лишь один ряд роликов. Обозначая подшипник воспринимающий радиальную и осевую нагрузки цифрой II по табл. 8.45 получаем что FaU = Fa так как при принятом предположении что конический подшипник I не работает имеем: S1=0.
Пользуясь данными табл. ПЗО и ориентируясь на подшипники 7310 находим
X = 04 Y = 1937. Эквивалентная нагрузка подшипника
Q2 = (XVFr2 + YFa2) KБ = (04 2960 + 1937 10395) 11 = 224 103Н = 2200 кгс.
Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С = 9660 кгс.
Расчетная долговечность
Lh=()3.33=()3.3319000 ч.
Расчет вала на прочность. Строим эпюры моментов (рис. 16.16). Проверяем напряжения. В сечении I-I
Мх=R1y*140+P2T=1525*140+11000*48=0.743*106 H*мм;
Му=R2x*75=333*75=2.5*104 H*мм
сж==3.9 Hмм2; ==2.48 Hмм2;
Так как напряжения экв в обоих сечениях значительно меньше допускаемых уточненный расчет можно не проводить.
Направление действующих сил (рис. 16.16 а) выбрано по наиболее опасному случаю. Конструктор в целях отыскания более выгодного решения может варьировать направление вращения валов сохраняя заданное направление вала рабочей машины т. е. располагая привод по ту или другую сторону закалочного конвейера. На рис. 16.16 б показана схема действующих сил в случае обратного направления винтовой линии тихоходного червяка. Направление Р2т изменено на обратное. В этом случае
R R2y = 367 Н; R2z = 11 605 Н и Мx max = 0575*106 Н*мм.
Изменение направления Р2Т на обратное позволило уменьшить момент в опасном сечении однако существенно возросла радиальная нагрузка левой опоры и несколько увеличилась осевая нагрузка правой опоры.
ч В случае реверсивной работы привода необходимо выполнить расчет как для прямого так и для обратного направления вращения.
Расчет вала на жесткость. Разобьем вал на восемь участков постоянной жесткости (рис.16.17) и определим прогиб в сечении - по формуле Мора:
Рис.16.17. Разбивка вала на участки для расчета на жесткость
здесь f - прогиб рассматриваемого сечения вала в котором приложена единичная сила; Mt- изгибающий момент в текущем сечении рассматриваемого участка вала от действующих нагрузок; - изгибающий момент в текущем
2 К расчету вала на жесткость. Значения изгибающих моментов для участков вала (см. рис. 16.17)
сечении рассматриваемого вала от единичной силы приложенной в сечении; — момент инерции сечения вала на рассматриваемом участке .постоянной жесткости.
Значения изгибающих моментов mt и ml в начале и в конце учас i i вала приведены в табл. 16.2.
Определяем значения интегралов Мора для всех участков мля с постоянной жесткостью и одним законом изменения моментов. Резу п.-таты вычислений сводим в таблицу (табл. 16.2 и 16.3).
Прогиб вала в сечении ii—ii определяем аналогично. В данном случае вал весьма жесткий поэтому прогиб во втором сечении не проверяем.
Вторая компоновка вала. Проведенные расчеты вала и подбор подшипников позволяют принять первую компоновку вала за основу для дальнейшего конструирования.
Вторую компоновку вала выполняют обычно при окончательной разработке конструкции редуктора (см. рис. 16.19). На этом этапе проектирования подбирают стандартные или нормализованные детали конструкции уточняют переходы сечений вала радиусы галтелей и яр.
В случае необходимости в принятые ранее размеры вносят частичные изменения как правило незначительные не требующие дополнительного проверочного расчета.
Тепловой расчет редуктора (см. § 10.5)
В поверхность теплоотдачи 5 включается и площадь дна редуктрра в предположении что весь привод устанавливается на сварной раме на высоте вала конвейера. По рис. 16.18
S=0.4*0.5*2+0.4*0.32*2+0.5*0.32++*0.23*0.321.22 мм2
Наибольшая мощность подводимая к редуктору
Принимаем коэффициент теплоотдачи k = 5 Втм2 -°С и определяем разность температур масла и окружающего воздуха:
Обычно принимают температуру окружающего воздуха tB ==20° С в данном случае следует учесть повышение tB близ закалочной печи на 5—10° С но и при этом условии температура масла в редукторе tм = tB + Δt не превысит 90° С что допустимо; дополнительных устройств повышающих теплоотдачу вводить не требуется. Следует иметь в виду и то что тепловой расчет выполнен для самого опасного случая — непрерывной работы на режиме максимальной скорости конвейера закалочной печи.
Конструкция редуктора представлена на рис. 16.19 спецификацию к чертежу см. стр. 549.
Смазка подшипников червяка 2 и вала 24
консистентная выбираем универсальную
тугоплавкую смазку УТ-1.
Сорт масла для смазки зацепления обеих червяч
ных пар и подшипников червяка 39 выбираем
Рис. 16.18. Габаритные размеры редуктора (к те« пловому расчету)
по средней вязкости. В данном случае подходит
масло трансмиссионное автотракторное летнее.
Для защиты подшипника 41 от излишнего попадания масла поставлено маслоотбойное кольцо 40.
3 Значения интервалов Мора для различных участков (см. рис. 16.17)
[1.8*104(2*9.8+42.5)+
+7.7*104*(2*42.5+9.8)]
[7.7*104(2*42.5+91.6)++16*104*(2*91.6+42.5)]
[16*104(2*91.6+65.5)++9.1*104*(2*65.5+91.6)]
[9.1*104(2*65.5+39.6)++1.5*104*(2*39.6+69.5)]
[1.5*104(2*39.6+29.9)-
-2.6*104*(2*25.9+39.6)]
[2.6*104(2*35.9+13.8)-
-1.3*104*(2*13.8+25.9)]
[23*104(2*9.8+42.5)+
+99*104*(2*42.5+9.8)]
[99*104(2*43.5+91.6)++213*104*(2*91.6+42.5)]
[743*104(2*91.6+65.5)+44*3*104*(2*65.5+91.6)]
[443*104(2*65.5+39.6)+369*104*(2*39.6+69.5)]
[369*104(2*39.6+2.9)-
-27*104*(2*25.9+39.6)]
[222*104(2*25.9+13.8)-
-11.8*104*(2*13.8+25.9)]
Основой для подбора вариатора служат необходимый для привода диапазон Д регулирования и нагрузочная способность вариатора.
Диапазон регулирования определяется заданным отношением скоростей конвейера:
Выше при кинематическом расчете привода передаточное отношение вариатора принимали ig — 1 следовательно необходимо подбирать вариатор с симметричным регулированием и с Д ≥ 4.
Нагрузочная способность вариатора определяется передаваемой мощностью и моментом на его выходном валу равным моменту на входном валу редуктора:
По этому моменту подходит цепной вариатор ВЦ-3 с Д = 45 (табл. 13.9).
Конструирование сварной рамы привода
Для конструирования сварной рамы необходимо знать габаритные и установочные размеры электродвигателя вариатора (они приводятся в каталогах) и редуктора. Соответствующие размеры редуктора получены в процессе его конструирования.
Взаимное расположение электродвигателя вариатора и редуктора определяется также размерами муфт которые применены для соединения их валов.
Выбираем упругие втулочно-пальцевые муфты (табл. 14.8).
Момент на валу электродвигателя
Момент на входном валу редуктора М1Б = 15 Н *м. С учетом диаметров валов электродвигателя (d3 = 35 мм) вариатора (dB = 38 мм) и редуктора (dp = 25 мм) принимаем муфту с передаваемым моментом [Мр] = 240 Н *м.
Чтобы использовать эту муфту для соединения валов вариатора и редуктора требуется запрессовка специальной втулки в посадочное отверстие той половины муфты которая соединяется с валом редуктора. Муфта с [Мр] = 55 Н *м более подходящая по передаваемому моменту однако диаметры валов электродвигателя и вариатора не позволяют использовать эту муфту.
Проектирование рамы начинают со схематичного изображения общего вида привода. На плане (рис. 16.20) отмечают очертания электродвигателя вариатора редуктора расположение их осей и фундаментных отверстий. На второй проекции (рис. 16.21) вычерчивают расположение всех объектов в вертикальной плоскости так чтобы оси двигателя вариатора и первого вала редуктора располагались на одной горизонтальной прямой. Наибольшее расстояние от этой прямой до установочной плоскости имеет редуктор.
Чтобы обеспечить удобное расположение головок крепежных болтов М20 выбираем для рамы швеллер № 14а.
Рис.Схематический чертеж привода в плане
Рис. Сварная рама со схематичным расположением на ней электродвигателя
вариатора и редуктора
Рис.Сварная рама (вид сверху)
Расстояние между швеллерами в свету 270 мм (рис. 16.22) определяем в соответствии с размером 350 мм на чертеже редуктора и расположением осей отверстий под болты на полках швеллеров. Для крепления средних болтов основания редуктора ставим поперечные швеллеры такого же номера они одновременно связывают два продольных швеллера.
Для установки вариатора ставим дополнительно два швеллера № 8 чтобы поднять вариатор на расчетную высоту; для установки электродвигателя берем два швеллера № 12. Расстояние между швеллерами № 8 и № 12 определяется расположением отверстий под крепление электродвигателя и вариатора на полках швеллеров.
В месте расположения отверстий под болты приваривают накладки: под редуктор и вариатор накладки толщиной 10 мм под электродвигатель — 8 мм. Это позволяет уровнять высоты.
Установка элементов привода на накладках позволяет после сварки обработать их поверхность (прострогать или профрезеровать и устранить перекосы которые возникают вследствие деформации рамы в процессе сварки).
В целях упрощения чертежа (рис. 16.22) сварные швы и обработка которую необходимо выполнить после сварки рамы на чертеже не показаны.
В спецификации к чертежу сварной рамы желательно для деталей из сортового проката указывать форму проката (швеллер сталь прокатная угловая равнобокая и пр.) и его номер а также длину также желательно приводить размеры деталей простейшей формы например длину ширину и толщину прямоугольных накладок. Это позволяет уменьшить число детальных чертежей необходимых для изготовления сварного узла.

редуктор.cdw

Размеры для справок.
Поверхности соединения "корпус-крышка" перед сборкой покрыть
уплотнительной пастой типа Герметик.
После сборки валы редуктора должны проворачиваться свободно
без стуков и задания.
Редуктор обкатать по 10-15 минут на всех режимах нагрузки.
Техническая характеристика

записка.doc

Задание. Спроектировать привод к конвейеру закалочной печи. Установка работает в две смены. Расчетный срок службы 5 лет.
Основные данные: шаг цепи конвейера t =125 мм; число зубьев звездочки z=8; полезное усилие передаваемое цепью конвейера P=12000 H. Скорость цепи конвейеру должна плавно регулироваться в пределах от Vmin =2 ммин до Vmax =8 ммин.Нагрузку на цепь принять не зависящей от скоростного режима работы конвейера.
Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя.
Определение частоты вращения nр звездочки конвейера при средней скорости. При симметричном регулировании (см.§13.1)
Предварительная оценка общего передаточного отношения привода:
Синхронная частота вращения электродвигателя
nc обмин 3000 1500 1000 750
iобщ ..750 375 250 1875
Ориентируясь на nc =1000 обмин принимаем схему привода состоящую из вариатора на первом звене и двухступенчатого червячного редуктора .
Определяем КПД всей установки принимая ориентировочно: КПД цепного вариатора (с учетом потерь в опорах) 1 =085; КПД двухступенчатого редуктора (с учетом потерь в опорах) 2=0722=056; КПД пары подшипников опор ведущего вала конвейера 3=098; КПД всей установки
Требуемая мощность электродвигателя (при наибольшей скорости конвейера)
Nэ===3430 Вт= 3443кВт
По табл. П6 приложения выбираем асинхронный обдуваемый электродвигатель АОП2-42-6 с повышенным пусковым моментом: Nэ= 40 кВт; пэ = 955 обмин; диаметр вала dэ = 32 мм.
Расчет двухступенчатого червячного редуктора
Передаточное число редуктора
Разбивка передаточного числа редуктора. Рассмотрим три варианта:
В соответствии с принятой разбивкой получим частоту вращения червяка тихоходной пары =:
Расчет тихоходной пары. Материалы и допускаемые напряжения.
Принимаем для червячного колеса Бр. АЖ9-4Л (отливка в землю); для червяка – сталь 45 закаленная (HRC 45-50). По таблице 5.10
[]к =210 Hмм2; по табл. 5.9 [0]и=100 Нмм2.
Вращающий момент на валу колеса
здесь D0- диаметр звездочки конвейера (см. §12.2)
к. п. д. опор ведущего вала конвейера з 098.
Число заходов червяка в соответствии с принятыми значениями it для рассматриваемых трех вариантов:
z1 = 1 z1 = 2 z1 = 4
z2 —30 z2 = 32 z2 = 32
Для всех вариантов примем предварительно (см. § 5.2) q = 9. Межосевое
расстояние при K= 125 (§ 5.3)
По табл. 5.3 примем m=12мм; а q=8;
Примем m= 12 мм и q = 8.
Определение скорости скольжения и проверка к
Скорость скольжения по формуле (5.14)
Уточняем межосевое расстояние для передачи выполняемой без корреции:
Расчетные контактные напряжения Нмм2 по формуле (15.9)
Пол ученые значения к достаточно близки к [к] при соответствующей ск (табл. 5.10) полому пересчета не производим.
Основные размеры зацеплении тихоходной пары мм
Диаметр делительной окружности колеса d2=z2m
Диаметр делительного цилиндра червяка d1=qm
К.п.д по формуле (5.13)
Результаты вычислений сводит в таблицу.96
К определению к.п.д. тихоходной пары редуктора
Определяемая величина
Скорость скольжения ск [по формуле (514)] мс
Угол трения р (табл. 5.5) с увеличением f на 30-50% для безоловянной бронзы
Проверка зубьев колеса на изгиб по формуле (5.20)
Определяем эквивалентное число зубьев.
По табл.5.6 коэффициент y2=0536.
При том же значении К=125 находим
Z==54; y2=0634; и=107 Hмм2.
Расчет быстроходной пары приводим в табличной форме (табл.16.1).
Номинальный момент на валу колеса МБ=МГiT*4Т Н*мм
Предельное число быстроходной пары iБ
Число заходов червяка z1 (в соответствии с iБ)
Допускаемое контактное напряжение []к Нмм2
Расчетное межосевое расстояние а при q=9 и К=125
Модуль осевой m=2aq+z2 мм
Относительный диаметр червяка q
Уточненное межосевое расстояние некорригированной передачи
Скорость скольжения VСК мс
Расчетные контактные напряжения к Нмм2
Диаметр делительного цилиндра червяка d1=qm мм
Делительный диаметр колеса d2=z2m мм
Угол подъема витка γ
Приведенный угол трения ρ
Окружное усилие на колеса Р2=2М2d2 Н
Коэффициент формы зуба у2
Напряжение изгиба в зубьях колеса и Нмм2 при К=125
Общий к.п.д. редуктора 2=БТ
Выбор оптимального варианта редуктора
Выполняем первую эскизную компоновку редуктора в трех вариантах (рис. 16.13); наименьшие габариты редуктора и наилучшие условия смазки окунанием (примерно одинаковое погружение в масло червяка тихоходной ступени и колеса быстроходной) получаем при разбивке передаточного числа по варианту а: iT = 30.
Так как к. п. д. для варианта а несколько ниже чем для варианта б то потери энергии и эксплуатационные расходы по варианту а будут немного больше.
Однако передаваемая мощность невелика существенного различия при экономическом сравнении вариантов а и б не будет. Поэтому принимаем
Общий к. п. д. редуктора для варианта а оказался немного ниже чем определенный предварительно (0t552 против 056). Но так как отличие незначительное то можно оставить ранее выбранный двигатель АОП2-42-6.
Расчет и конструирование промежуточного вала редуктора (конструирование и расчет остальных валов следует выполнять аналогично).
Окружное усилие червяка
TT P2Ttg αx=11000*0364=4000 H.
P2Б=1340 H; P1Б=А2Б===605 H
ТБ P2Бtgαx=1340*0.364=487 H
Рис. 16.13. Сравнение габаритов червячных редукторов
Первая компоновка вала (рис. 16.14). Наносим осевые линии и контуры червяка по dlT dalT dflT и длине нарезанной части i1. Затем определяем размеры тихоходного колеса bT и йат2T размещаем подшипники и колесо быстроходной пары и графически находим размер Δ.
Наметим первый вариант расположения опор вала; между колесом и червяком установим плавающий радиальный подшипник а с другой стороны — сдвоенный радиально-упорный подшипник. Определяем d вала под колесом из расчета на кручение для обеспечения высокой жесткости вала принимаем пониженное []=15 Hмм2
с учетом ослабления вала шпоночной канавкой принимаем d = 35 мм.
Диаметр вала в месте установки радиального подшипника примем d = 45 мм ширину и наружный диаметр подшипника выбираем предварительно из средней серии. Для радиально-упорных подшипников принимаем d — 55 мм размеры выбираем также из средней серии. Наружный диаметр стакана определяем из условия обеспечения монг тажа червяка. Нанося внутренние очертания стенок и прилива намечаем расположение радиально-упорных подшипников. Таким образом получаем расстояние между опорами.
Рассматриваемый вариант расположения опор имеет тот недостаток что в результате теплового расширения вала (при фиксированной в осевом направлении левой опоре) червячное колесо быстроходной пары смещается относительно оси червяка в зацеплении с которым оно находится.
При монтаже редуктора можно отрегулировать совпадение средних плоскостей червячного колеса и червяка регулировочными прокладками левой опоры лишь для одного заранее принятого температурного режима.
Проверим удлинение вала.
Для углеродистой стали а — 12-10". Примем принимая разность температур при различных режимах работы редуктора At = 25° С получаем
Δl=12* 106*320*25 = Q096 мм = 96 мкм.
Допускаемые отклонения на несовпадение средних плоскостей червячного колеса и червяка составляют по ГОСТ 3675—56 для 7-й степени точности;
верхнее отклонение ABG = 42 мкм;
нижнее отклонение AHG = 42 мкм.
Таким образом рассматриваемый вариант расположения опор оказался для данной конструкции непригодным. Достаточно точно отрегулированное положение червячного колеса по отношению к оси червяка оказывается нарушенным вследствие температурных деформаций. Такое расположение опор можно применять при малых колебаниях в температурном режиме работы или коротких валах.
Рассмотрим второй вариант расположив плавающую опору
слева (рис. 16.15) осевые перемещения сечений червяка при температурных колебаниях в этом случае не отразятся на работе тихоходной червячной пары. Так как с увеличением расстояния между опорами жесткость вала уменьшается то для компенсации этого увеличиваем диаметр вала под колесом; ориентируясь на dfn — 67рмм и соблюдая переходы примем под колесом 60 мм под радиатгьно-упорные подшипники 50 мм и под радиальный подшипник 40 мм.
Диаметр стакана надо значительно увеличить чтобы обеспечить монтаж колеса с червяком через отверстие в корпусе; этим облегчается возможность выполнить соединение колеса с валом с натягом.
Подбор подшипников. В соответствии со вторым вариантом компоновки составляем расчетную схему вала (рис. 16.16).
В целях упрощения рассчитываем вал как статически определимую балку с шарнирными опорами на концах; более точное решение может быть получено если рассматривать правую опору со сдвоенными подшипниками как жестко закрепленную. Принятое упрощение идет в запас прочности.
Из предыдущего расчета имеем
P2Б=1340 H; A2T=605 H; TБ=487 H;
P2T=11000 H; A2T=2200 H;
TT=4000 H; d2Б=160 мм; d1T=96 мм.
R1x+P2Б-A2T-R2x=1190+1340-2200-333=30
R1y*405-TT*265+P2T-A2Б-TБ*75=0;
R1y+R2y-TT-TБ=1525+2960-4000-487=-20.
R2z=P2T-A2Б=11000-10395 H.
Определяем эквивалентную нагрузку для радиального шарикоподшипника левой опоры (при средней скорости).
Q=FrVKБKT=1940*1*11*1=2140 H218kгс.
Fr=R1= +=1940 H198 кгс.
Для червячных редукторов требуемую долговечность подшипников ринемают в пределах 10000-20000 ч. Ориентируясь на среднее значение примем Lh=15000 ч.
Намечаем шарикоподшипник особо легкой серии 108 d — 40 мм С = 1320 кгс. Его расчетная долговечность
В нашем случае отношение осевой нагрузки Fa = P2T — Л2Б =11 000-605= 10395 Н к радиальной Fr2 = R2 = 2960 Н значительно больше коэффициента е и следовательно в сдвоенном ради-ально-упорном подшипнике работает лишь один ряд роликов. Обозначая подшипник воспринимающий радиальную и осевую нагрузки цифрой II по табл. 8.45 получаем что FaU = Fa так как при принятом предположении что конический подшипник I не работает имеем: S1=0.
Пользуясь данными табл. ПЗО и ориентируясь на подшипники 7310 находим
X = 04 Y = 1937. Эквивалентная нагрузка подшипника
Q2 = (XVFr2 + YFa2) KБ = (04 2960 + 1937 10395) 11 = 224 103Н = 2200 кгс.
Динамическая грузоподъемность выбранного подшипника С = 9660 кгс.
Расчетная долговечность
Lh=()3.33=()3.3319000 ч.
Расчет вала на прочность. Строим эпюры моментов (рис. 16.16). Проверяем напряжения. В сечении I-I
Мх=R1y*140+P2T=1525*140+11000*48=0.743*106 H*мм;
Му=R2x*75=333*75=2.5*104 H*мм
сж==3.9 Hмм2; ==2.48 Hмм2;
Так как напряжения экв в обоих сечениях значительно меньше допускаемых уточненный расчет можно не проводить.
Направление действующих сил (рис. 16.16 а) выбрано по наиболее опасному случаю. Конструктор в целях отыскания более выгодного решения может варьировать направление вращения валов сохраняя заданное направление вала рабочей машины т. е. располагая привод по ту или другую сторону закалочного конвейера. На рис. 16.16 б показана схема действующих сил в случае обратного направления винтовой линии тихоходного червяка. Направление Р2т изменено на обратное. В этом случае
R R2y = 367 Н; R2z = 11 605 Н и Мx max = 0575*106 Н*мм.
Изменение направления Р2Т на обратное позволило уменьшить момент в опасном сечении однако существенно возросла радиальная нагрузка левой опоры и несколько увеличилась осевая нагрузка правой опоры.
ч В случае реверсивной работы привода необходимо выполнить расчет как для прямого так и для обратного направления вращения.
Расчет вала на жесткость. Разобьем вал на восемь участков постоянной жесткости (рис.16.17) и определим прогиб в сечении - по формуле Мора:
Рис.16.17. Разбивка вала на участки для расчета на жесткость
здесь f - прогиб рассматриваемого сечения вала в котором приложена единичная сила; Mt- изгибающий момент в текущем сечении рассматриваемого участка вала от действующих нагрузок; - изгибающий момент в текущем
2 К расчету вала на жесткость. Значения изгибающих моментов для участков вала (см. рис. 16.17)
сечении рассматриваемого вала от единичной силы приложенной в сечении; — момент инерции сечения вала на рассматриваемом участке .постоянной жесткости.
Значения изгибающих моментов mt и ml в начале и в конце учас i i вала приведены в табл. 16.2.
Определяем значения интегралов Мора для всех участков мля с постоянной жесткостью и одним законом изменения моментов. Резу п.-таты вычислений сводим в таблицу (табл. 16.2 и 16.3).
Прогиб вала в сечении ii—ii определяем аналогично. В данном случае вал весьма жесткий поэтому прогиб во втором сечении не проверяем.
Вторая компоновка вала. Проведенные расчеты вала и подбор подшипников позволяют принять первую компоновку вала за основу для дальнейшего конструирования.
Вторую компоновку вала выполняют обычно при окончательной разработке конструкции редуктора (см. рис. 16.19). На этом этапе проектирования подбирают стандартные или нормализованные детали конструкции уточняют переходы сечений вала радиусы галтелей и яр.
В случае необходимости в принятые ранее размеры вносят частичные изменения как правило незначительные не требующие дополнительного проверочного расчета.
Тепловой расчет редуктора (см. § 10.5)
В поверхность теплоотдачи 5 включается и площадь дна редуктрра в предположении что весь привод устанавливается на сварной раме на высоте вала конвейера. По рис. 16.18
S=0.4*0.5*2+0.4*0.32*2+0.5*0.32++*0.23*0.321.22 мм2
Наибольшая мощность подводимая к редуктору
Принимаем коэффициент теплоотдачи k = 5 Втм2 -°С и определяем разность температур масла и окружающего воздуха:
Обычно принимают температуру окружающего воздуха tB ==20° С в данном случае следует учесть повышение tB близ закалочной печи на 5—10° С но и при этом условии температура масла в редукторе tм = tB + Δt не превысит 90° С что допустимо; дополнительных устройств повышающих теплоотдачу вводить не требуется. Следует иметь в виду и то что тепловой расчет выполнен для самого опасного случая — непрерывной работы на режиме максимальной скорости конвейера закалочной печи.
Конструкция редуктора представлена на рис. 16.19 спецификацию к чертежу см. стр. 549.
Смазка подшипников червяка 2 и вала 24
консистентная выбираем универсальную
тугоплавкую смазку УТ-1.
Сорт масла для смазки зацепления обеих червяч
ных пар и подшипников червяка 39 выбираем
Рис. 16.18. Габаритные размеры редуктора (к те« пловому расчету)
по средней вязкости. В данном случае подходит
масло трансмиссионное автотракторное летнее.
Для защиты подшипника 41 от излишнего попадания масла поставлено маслоотбойное кольцо 40.
3 Значения интервалов Мора для различных участков (см. рис. 16.17)
[1.8*104(2*9.8+42.5)+
+7.7*104*(2*42.5+9.8)]
[7.7*104(2*42.5+91.6)++16*104*(2*91.6+42.5)]
[16*104(2*91.6+65.5)++9.1*104*(2*65.5+91.6)]
[9.1*104(2*65.5+39.6)++1.5*104*(2*39.6+69.5)]
[1.5*104(2*39.6+29.9)-
-2.6*104*(2*25.9+39.6)]
[2.6*104(2*35.9+13.8)-
-1.3*104*(2*13.8+25.9)]
[23*104(2*9.8+42.5)+
+99*104*(2*42.5+9.8)]
[99*104(2*43.5+91.6)++213*104*(2*91.6+42.5)]
[743*104(2*91.6+65.5)+44*3*104*(2*65.5+91.6)]
[443*104(2*65.5+39.6)+369*104*(2*39.6+69.5)]
[369*104(2*39.6+2.9)-
-27*104*(2*25.9+39.6)]
[222*104(2*25.9+13.8)-
-11.8*104*(2*13.8+25.9)]
Основой для подбора вариатора служат необходимый для привода диапазон Д регулирования и нагрузочная способность вариатора.
Диапазон регулирования определяется заданным отношением скоростей конвейера:
Выше при кинематическом расчете привода передаточное отношение вариатора принимали ig — 1 следовательно необходимо подбирать вариатор с симметричным регулированием и с Д ≥ 4.
Нагрузочная способность вариатора определяется передаваемой мощностью и моментом на его выходном валу равным моменту на входном валу редуктора:
По этому моменту подходит цепной вариатор ВЦ-3 с Д = 45 (табл. 13.9).
Конструирование сварной рамы привода
Для конструирования сварной рамы необходимо знать габаритные и установочные размеры электродвигателя вариатора (они приводятся в каталогах) и редуктора. Соответствующие размеры редуктора получены в процессе его конструирования.
Взаимное расположение электродвигателя вариатора и редуктора определяется также размерами муфт которые применены для соединения их валов.
Выбираем упругие втулочно-пальцевые муфты (табл. 14.8).
Момент на валу электродвигателя
Момент на входном валу редуктора М1Б = 15 Н *м. С учетом диаметров валов электродвигателя (d3 = 35 мм) вариатора (dB = 38 мм) и редуктора (dp = 25 мм) принимаем муфту с передаваемым моментом [Мр] = 240 Н *м.
Чтобы использовать эту муфту для соединения валов вариатора и редуктора требуется запрессовка специальной втулки в посадочное отверстие той половины муфты которая соединяется с валом редуктора. Муфта с [Мр] = 55 Н *м более подходящая по передаваемому моменту однако диаметры валов электродвигателя и вариатора не позволяют использовать эту муфту.
Проектирование рамы начинают со схематичного изображения общего вида привода. На плане (рис. 16.20) отмечают очертания электродвигателя вариатора редуктора расположение их осей и фундаментных отверстий. На второй проекции (рис. 16.21) вычерчивают расположение всех объектов в вертикальной плоскости так чтобы оси двигателя вариатора и первого вала редуктора располагались на одной горизонтальной прямой. Наибольшее расстояние от этой прямой до установочной плоскости имеет редуктор.
Чтобы обеспечить удобное расположение головок крепежных болтов М20 выбираем для рамы швеллер № 14а.
Рис.Схематический чертеж привода в плане
Рис. Сварная рама со схематичным расположением на ней электродвигателя
вариатора и редуктора
Рис.Сварная рама (вид сверху)
Расстояние между швеллерами в свету 270 мм (рис. 16.22) определяем в соответствии с размером 350 мм на чертеже редуктора и расположением осей отверстий под болты на полках швеллеров. Для крепления средних болтов основания редуктора ставим поперечные швеллеры такого же номера они одновременно связывают два продольных швеллера.
Для установки вариатора ставим дополнительно два швеллера № 8 чтобы поднять вариатор на расчетную высоту; для установки электродвигателя берем два швеллера № 12. Расстояние между швеллерами № 8 и № 12 определяется расположением отверстий под крепление электродвигателя и вариатора на полках швеллеров.
В месте расположения отверстий под болты приваривают накладки: под редуктор и вариатор накладки толщиной 10 мм под электродвигатель — 8 мм. Это позволяет уровнять высоты.
Установка элементов привода на накладках позволяет после сварки обработать их поверхность (прострогать или профрезеровать и устранить перекосы которые возникают вследствие деформации рамы в процессе сварки).
В целях упрощения чертежа (рис. 16.22) сварные швы и обработка которую необходимо выполнить после сварки рамы на чертеже не показаны.
В спецификации к чертежу сварной рамы желательно для деталей из сортового проката указывать форму проката (швеллер сталь прокатная угловая равнобокая и пр.) и его номер а также длину также желательно приводить размеры деталей простейшей формы например длину ширину и толщину прямоугольных накладок. Это позволяет уменьшить число детальных чертежей необходимых для изготовления сварного узла.

колесо.cdw

4 отверстия для винтов М10 на диаметре
нарезать после установки венца на ступице.
4 винта М10х35 затянуь до упора
спилить и раскернить.
Точность червячного колеса по ГОСТ3675-81.
Неукзанные предельные отклонения размеров: