Проектирование привода перегружателя, страница 2

L - продолжительность работы привода, L=8 лет;

k_сут – коэффициент суточного использования, k_сут=0,2;

k_год - коэффициент годового использования, k_год=0,5.  

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

2.1 Общий коэффициент полезного действия привода

где– к. п. д. конической зубчатой передачи [табл. 6.3; стр. 96; 5];

     – к. п. д. цилиндрической зубчатой передачи [табл. 6.3; стр. 96; 5].

 – к. п. д. червячной передачи [табл. 6.3; стр. 96; 5].

Определение мощности электродвигателя.

            где N_р – мощность на выходном валу;

                  h – общий коэффициент полезного действия привода.

            Определение частоты вращения выходного вала:

По ГОСТ 19523-75 принимаем ЭД 4А160S4У3  с [1]

     2.3 Определение передаточного числа редуктора

            где n_дв – частота вращения вала электродвигателя.

2.4 Определение угловых скоростей и частот вращения валов редуктора

            Ведущего вала:

            Промежуточного вала:

            Выходного вала:

2.5Определение мощностей на валах привода

Мощность на быстроходном валу редуктора:

P₁=P_э =15*1,0=15 кВт;

Мощность на промежуточном валу редуктора:

Р₂=Р₁=15*0,8=12 кВт;

     Мощность на тихоходном валу:

Р₃=Р₂ =12*0,96=11,5 кВт.

2.6 Определение крутящих моментов на валах привода

Крутящий момент на быстроходном валу:

 Нм ;

Крутящий момент на промежуточном валу:

Hм;

Крутящий момент на тихоходном валу:

Hм.

2.7 Определение ресурса работы привода

                                  ,

                                   где

 .

3  Прочностной  расчёт червячной передачи (быстроходная ступень)

3 .1 Выбор материала червяка и червячного колеса.

Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений Ориентировочный расчет скорости скольжения:

V_s = 4,5×10^-4×n₂×U_чр×=4,5×10^-4×92×16×=7,1 м/c.

С учетом скорости скольжения для червячной пары принимаем следующие материалы:

- червяк – сталь 18ХГТ цементированная с термохимической обработкой до твердости выше 60 с последующим шлифованием и полированием;

-червячное колесо – бронза БрОФ 10-1=275МПа, =200МПа.

Допускаемые контактные напряжения для бронзы БрОФ 10-1:

,

где             - коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала, его принимают в зависимости от скорости скольжения, при V_s=7,1 м/c   =0,82;

.

Допускаемое изгибное напряжение:

.

Для проверки передачи на прочность при кратковременных перегрузках принимаем максимальные допустимые напряжения:

,

   .

3 .2 Определение межосевого расстояния по критерию контактной выносливости активных поверхностей зубьев червячного колеса

,

где Т₂ – вращающий момент на валу червячного колеса, Т₂=1245 Hм;

– предварительное значение коэффициента качества передачи, принимаем ;

- допускаемое контактное напряжение для зубьев червячного колеса,

=144 МПа;

.

По  ГОСТ 2144-76 принимаем:  аw=280,0мм.

3.3 Основные параметры передачи

z₁=2 – число заходов червяка;

u=16 – передаточное число редуктора.

Число зубьев червячного колеса:

.

Предварительное значение модуля передачи:

.

Предварительное значение коэффициента диаметра червяка:

.

Предварительные значения  соответствуют стандартному сочетанию g и m по ГОСТ 2144 – 76, поэтому m=8,0мм, g=14,0.

Коэффициент смещения:

.

Фактическое передаточное число:

.

Погрешность передаточного числа передачи:

.

3.4 Определение основных геометрических размеров червячной пары

Делительный диаметр червяка:

мм.

Делительный диаметр червячного колеса:

мм.

Начальные диаметры червяка и колеса:

.

Начальный (делительный) угол подъема линии витка:

14°02¢10¢¢.

Диаметры вершин:

-  витков червяка

мм;

- зубьев червячного колеса

мм.

Диаметры впадин:

- витков червяка

мм;

- зубьев червячного колеса

мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

мм

Длина нарезанной части червяка:

мм ,

где с₁=11, с₂=0,06- числовые коэффициенты, зависящие от числа заходов червяка и коэффициента смещения, Δ_шл=30 мм- поправка на шлифовку витков.

Принимаем по ГОСТ 6636-69 b₁=210,0 мм.

Ширина венца червячного колеса:

мм,

Принимаем по ГОСТ 6636-69 b₂=100,0 мм.

Условный угол обхвата витка червяка и зуба червячного колеса:

97°30¢25².

Шаг червяка (зацепления):

.

Окружная скорость червяка:

;

Окружная скорость колеса:

;

Уточнение скорости скольжения витков червяка по зубьям колеса:

.

3.5 Определение сил, действующих в червячном зацепление

Окружная сила на колесе (равная осевой на червяке):

F_t2=F_x1=2T₂/d₂=2·1245/0,448=5530 H;

Окружная сила на червяке (равная осевой на колесе):

F_t1=F_x2=2T₁/dw₁=2·97/0,112=1730 H;

Радиальная сила:

F_R=F_t2tga=5530·tg20°=2000 H

3.6 Проверка передачи на контактную выносливость

,

где  - значение коэффициента нагрузки:(уточнённое)

,

 - коэффициент концентрации нагрузки;табл

 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку;

=144 МПа – допускаемое контактное напряжение материала червяка;

,

следовательно условие контактной выносливости выполняется.

Расчетное максимальное контактное напряжение:

.

где -параметр нагружения, =1,3;

=800 МПа – максимальное контактное напряжение.

.

3.7 Проверка червячного колеса по напряжениям изгиба

,

где k_F-коэффициент нагрузки при расчете на изгиб  , k_F=1,2;

F_t2-окружная сила на колесе,F_t2=5530 H;

b₂=100,0 мм – ширина венца червячного колеса;

- модуль зацепления в нормальном сечении червяка;

- коэффициент, учитывающий форму зуба червячного колеса, выбирается по эквивалентному числу зубьев:

;

=72 МПа – допускаемое циклическое напряжение изгиба.

.

Расчетное максимальное изгибное напряжение:

,

где =72 МПа –максимальное изгибное напряжение;

-параметр нагружения, =1,3.

.

3.8 Сводная таблица параметров червячного редуктора

m=14,0мм	z1=2	z2=32	U1=16
dW1=d1=112,0 мм	dW2=d2=448,0 мм	da1=140,0 мм	da2=476,0 мм
b1=210,0 мм	b2=100,0 мм	df1=78,40 мм	df2=414,40 мм
VS=8,81 м/c	q=8	aW=280 мм	x=0
FR=2000 H	Ft1=Fx2=1730 H	Ft2=Fx1=5530 H	da2m=497,0 мм
V1=8,55 м/c	V2=2,14 м/c	=97°30¢25¢¢	=14°2¢10¢¢
=144 МПа	=124 МПа		=179 МПа
=38,5 МПа	=5 МПа	= 160  МПа	=7 МПа

4 Прочностной расчет тихоходной ступени

4.1 Выбор материала шестерни и зубчатого колеса.