Кинематический и силовой расчет привода (Максимальная скорость барабана - 13 м/с, частота вращения барабана - 443 об/мин)

2. СПЕЦИАЛЬНАЯ ЧАСТЬ

Исходные данные.

2.1 Кинематический и силовой расчет привода.

2.1.1 Определяю мощность на валу вытяжного барабана

 кВт

2.1.2 Определяю общий КПД привода

h_рп = 0,96 – КПД ременной передачи – табл. 1.1 – [1]

h_чп = 0,85 – КПД червячной передачи – табл. 1.1 – [1]

h_п = 0,99 – КПД пары подшипников качания – табл. 1.1 – [1]

2.1.3 Требуемая мощность электродвигателя

кВт

2.1.4 Определяю общее передаточное число привода

2.1.5 Частоты вращения и угловые скорости валов привода

об/мин

рад/с

об/мин

рад/с

об/мин

рад/с

2.1.6 Мощности, передаваемые на валы привода

кВт

кВт

кВт

2.1.7 Крутящие моменты на валах привода

Н×мм

Н×мм

Н×мм

2.2 Расчет червячной пары привода

 

2.2.1 Определяю скорость скольжения в червячном зацеплении

м/с

По табл. 4.9 – [1] в зависимости от скорости скольжения выбираем материал червяка и венца червячного колеса:

червяк – сталь 40Х, 50…55 HRC_э (ТВЧ)

венец червячного колеса – бронза БРА10Ж4Н4

s_в = 700 Н/мм²; s_т = 460 Н/мм².

По табл. 4.9 – [1] определяю допускаемое контактное напряжение для материала венца червячного колеса:

[s_н] = 152 МПа число заходов червяка z₁ = 8

число зубьев червячного колеса z₂ = 41

коэффициент диаметра червяка q = 8.

2.2.2 Определяю модуль зацепления

мм

Принимаю стандартное значение модуля: m = 8 мм.

2.2.3 Определяю коэффициент смещения червяка

2.2.4 Проверяю межосевое расстояние

мм

2.2.5 Основные размеры червяка

-  Делительный диаметр: d₁ = q×m = 8×8 = 64 мм

Диаметр вершин витков:  мм

Диаметр впадин витков:  мм

Длина нарезанной части:  мм. Принимаю b₁ = 110 мм.

Делительный угол подъема витка:   

2.2.6 Основные размеры венца червячного колеса:

Делительный диаметр:  мм

Диаметр вершин зубьев: мм

Диаметр впадин зубьев:  мм

Наибольший диаметр червячного колеса:

 мм. Принимаю:  мм

Ширина венца червячного колеса:  мм Принимаю:  мм.

2.2.7 Окружная скорость червяка:

 м/с

По табл. 4.7 – [1] выбираю        степень точности передачи. В этом случае коэффициент динамичности нагрузки: К_и = 1,1.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий: К_в = 1 стр. 65 – [1].

Коэффициент нагрузки: К = К_b×К_v = 1×1,1 = 1,1.

2.2.8 Проверяю контактное напряжение:

 МПа

144,5 МПа < [s_н] = 152 МПа Þ условие прочности выполнено.

2.2.9 Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила на червячном колесе, равная осевой силе на червяке

 Н

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на червячном колесе:

 Н

Радиальные силы на колесе и червяке:  Н

2.3 Расчет вала тягового барабана и его подшипников.

2.3.1 Определяю диаметр выходного конца вала под барабаном при [t]_к = =10МПа по формуле из табл. 7.1 – [2]

 мм

Принимаю d_в = 70 мм.

Исходя из соответствующей конструкции вала принимаю:

Диаметр вала под подшипники: d_п = 75 мм;

-  Диаметр вала под червячным колесом: d_к = 85 мм;

Предварительно принимаем для вала барабана подшипники роликовые конические однорядные легкой серии 7215 ГОСТ 333-79: d = 75 мм; D = 130 мм; Т = 27,5 мм; Cr = 97,6 кН; Сor = 84,5 кН; е = 0,39; y = 1,55; yo = 0,85.

2.3.2 Силы, действующие на вал:

F_в = 2250 Н; F_t2 = 3844 Н; F_a2 = 4568 Н; F_r2 = 1400 Н.

2.3.3 Определяю реакции опор:

-  В плоскости xz:

;

 Н

;

 Н

Проверка:

-  В плоскости yz:

;

 Н

;

 Н

Проверка:

2.3.4 Построение эпюры M_x:

 Н×мм

 Н×мм

2.3.5 Построение эпюры M_y:

 Н×мм

 Н×мм

2.3.6 Суммарные реакции в опорах:

 Н

 Н

2.3.7 Определяю осевые составляющие радиальной нагрузки:

 Н

 Н

2.3.8 Определяю осевые нагрузки подшипников по табл. 9.6 – [2]:

R_s1 < R_s2; F_a > R_s2 - R_s1; R_a1 = R_s1 = 732 H; R_a2 = R_s1+F_a = 732 + 4568 = 5300 H

2.3.9 Определяю отношения:

где V = 1 – по табл. 9.1 – [2].

2.3.10 Определяю эквивалентную динамическую нагрузку по формулам из табл. 9.1 – [2]:

 Н

 Н

 - табл. 9.4 – [2];  - табл. 9.5 – [2];

x = 0,4 – табл. 9.1. – [2].

Так как наиболее нагруженным оказался подшипник 2, то расчетную динамическую грузоподъемность С_rp и базовую долговечность L_10h определяем для него.

2.3.11 Расчетная динамическая грузоподъемность:

 Н

2.3.12 Базовая долговечность:

 ч

Так как в результате расчетов получили: С_rp = 59,421 кН < С_r = 97,6 кН и L_10h = 54806 ч > L_h = 10500 ч, то выбранные подшипники можно считать пригодными.

2.4 Проверка прочности шпоночных соединений.

2.4.1 Принимаем материал шпонок – Сталь 45 нормализованная. Допускаемое напряжение смятия при стальной ступице [s_см] = (100¸120) МПа стр. 170 – [1].

2.4.2 Напряжения смятия и условия прочности по формуле 8.22 – стр. 170 – [1]:

По ГОСТ 23360-78 – табл. 8.9 – [1] выбираю шпонки призматические:

шпонка 20´12´220 ГОСТ 23360-78, t₁ = 7,5 мм под барабаном.

Шпонка 22´14´125 ГОСТ 23360-78, t₁ = 9 мм под колесом.

Таким образом, прочность шпоночных соединений обеспечена.

2.5 Расчет наиболее опасных сечений вала.

2.5.1 Сечение Б-Б (рис.1)

Материал вала – сталь 40Х. Средняя твердость 270НВ × s_в = 930 МПа табл. 3.3. – [1]. Пределы выносливости:

МПа

МПа

Концентрация напряжений в этом сечении вызвана наличием шпоночной