Задание
Спроектировать привод сварочного кантователя.
S, кН |
V, м/с |
D, м |
h |
Ксут |
Кгод |
2,8 |
0,45 |
3,25 |
5 |
0,7 |
0,25 |
1. Кинематический расчет привода
1.1 Мощность на приводном барабане, кВт:
,
.
1.2 Общий КПД привода:
-
КПД муфты;
-
КПД подшипников;
-
КПД закрытой передачи (редуктора);
-
КПД открытой передачи (цепной передачи);
.
1.3 Требуемая мощность двигателя, кВт:
,
.
1.4 Выбираем двигатель:
Двигатель |
Рдв , кВт |
Синхронная частота, Об / мин |
Номинальная частота, Об / мин |
4А80В2У3 |
2,2 |
3000 |
2850 |
4А90L4У3 |
2,2 |
1500 |
1425 |
4А100L6У3 |
2,2 |
1000 |
950 |
4А112MA8У3 |
2,2 |
750 |
700 |
1.4.1 Частота вращения барабана, об / мин:
,
.
1.4.2 Общее передаточное число привода для приемлемого варианта типа двигателя при номинальной мощности Рдв=2,2 кВт:
,
.
Выбираем двигатель с наименьшей частотой вращения n=700 Об / мин
4А112МА8У3
Принимаем тогда
,
.
2. Определение силовых и кинематических параметров привода
2.1 Частота вращения и угловая скорость на валах привода
Вал двигателя:
об/мин,
,
рад/с.
Быстроходный вал редуктора - червяк:
об / мин,
рад / с.
Тихоходный вал редуктора- вал червячного колеса:
,
об / мин,
,
рад / с.
Вал исполнительного механизма:
,
об / мин,
,
рад / с.
2.2 Вращающие моменты на валах привода
Расчёт ведём от исполнительного механизма
Вал электродвигателя, Н * м:
,
.
Быстроходный вал редуктора, Н * м:
,
.
Тихоходный вал редуктора, Н * м:
,
.
Вал рабочей машины, Н * м:
,
.
3. Расчёт червячной передачи
3.1 Выбор материалов
При мощности Рдв=2,2 кВт для червяка выбираем сталь 40Х с улучшением и закалкой ТВЧ до твердости 45…50 НRСэ
Н * мм2;
Н * мм2
Для определения материала венца червячного колеса необходимо знать скорость скольжения Vs, м / с:
,
.
Для изготовления венца червячного колеса выбираем материал группы II –
бронзу БрА10Ж4Н4, полученную способом центробежного
литья, Н * мм2;
Н * мм2
3.2 Определение допускаемых контактных и изгибных напряжений
При твёрдости витков червяка
≥45HRCэ, допускаемые контактные напряжения Н / мм2:
,
.
Допускаемые изгибные
напряжения, Н / мм2:
;
где
- коэффициент долговечности при
расчёте на изгиб равен:
,
где
-эквивалентное число циклов перемены
напряжений.
При ступенчатой циклограмме нагружения эквивалентное число циклов перемены напряжений рассчитываем по графику.
,
где Т2 – максимальный момент на валу червячного колеса, Н·м;
Т21 –момент на валу червячного колеса, соответствующий циклу 2, Н·м;
nц1; nц2 – число циклов перемены напряжений.
,
где
- частота вращения червячного колеса
на режиме при нагрузке Тi, об/мин;
- время работы на режиме за заданный
срок эксплуатации, ч.
Срок службы приводного устройства, ч:
Lh=365 h Kгод tс Lс Kсут ,
где h=5лет срок службы привода ;
tc=8 продолжительность смены;
Lc=1 число смен;
Kсут= 0,7 коэффициент суточной нагрузки;
Kгод=0,25 коэффициент годовой нагрузки;
Lh=365·5·0,25·8·1·0,7=2,5·103 .
Время работы на режиме, ч:
Lh1=0,3Lh ,
Lh1=0,3·2,5·103=0,75· 103 ,
Lh2=0,7Lh ,
Lh2=0,7·2,5·103=1,75·103 .
Частота вращения червячного колеса, об / мин:
,
,
,
.
Эквивалентное число циклов нагружения:
,
.
Коэффициент долговечности равен:
,
.
Для реверсивной передачи допускаемые изгибные напряжения, Н / мм2:
,
.
3.3 Определение параметров передачи
Межосевое расстояние, мм:
,
.
Принимаем
мм.
Число витков червяка Z1 зависит от передаточного отношения U=45, следовательно Z1=1,
Число зубьев колеса ,
Предварительные значения:
Модуль передачи, мм:
,
.
По ГОСТ принимаем мм
Коэффициент диаметра червяка
,
.
Принимаем
Коэффициент смещения инструмента:
,
.
По условию неподрезания и
незаострения зубьев колеса допускается принимать -1<х<1. Т.к. условие не
выполняется, увеличим значение , тогда:
,
.
Фактическое передаточное число:
,
,
,
.
Фактическое значение межосевого расстояния, мм:
,
.
Основные размеры червяка:
делительный
диаметр, мм: ,
;
диаметр вершин
витков, мм: ,
;
диаметр впадин
витков, мм: ,
;
делительный
угол подъёма линии витков: ,
;
длина нарезаемой части червяка, мм:
,
;
для фрезеруемых и шлифуемых червяков расчётную длину увеличивают на 25мм.
мм
Основные размеры венца червячного колеса:
делительный диаметр,
мм: ,
;
диаметр вершин
зубьев, мм: ,
;
наибольший диаметр
колеса, мм: ,
;
диаметр впадин
зубьев, мм: ,
;
ширина
венца, мм: при
,
;
Принимаем
мм.
радиусы закруглений
зубьев: ,
,
,
.
Проверочный расчёт
Скорость скольжения в зацеплении, м / с:
,
,
где окружная скорость на начальном диаметре червяка равна, м / с:
,
.
Уточним допускаемое напряжение, Н / мм2:
,
.
Расчётное напряжение:
,
где окружная сила на колесе, Н / мм2:
,
,
.
Окружная скорость колеса, м / с:
,
.
Недогрузка передачи:
- условие выполняется, передача работоспособна.
Проверим напряжения изгиба зубьев колеса эквивалентное число зубьев:
,
,
коэффициент формы зуба
Напряжения изгиба зубьев колеса, Н / мм2:
,
.
условие выполняется, передача работоспособна.
КПД передачи:
,
.
Фактическая скорость скольжения, м / с:
,
.
4. Расчёт цепной передачи
4.1 Проектный расчёт
Проектный шаг цепи, мм:
,
,
где
Н * м - вращающий момент на ведущей
звёздочке (тихоходном валу редуктора)
Число зубьев ведущей звёздочки:
,
.
Принимаем
-
число рядов цепи (2-х рядная)
-
допускаемое давление в шарнирах цепи, Н / мм2
,
где -
коэффициент эксплуатации;
-
коэффициент динамичности нагрузки ( равномерная );
-
коэффициент, учитывающий способ смазки ( периодичная );
-
коэффициент, учитывающий наклон к линии горизонта (
);
-
коэффициент, учитывающий регулировку межосевого расстояния ( не регулируется );
-
коэффициент, учитывающий режим работы ( односменная ).
Принимаем стандартный шаг р=31,75 мм
Число зубьев ведомой звёздочки:
,
.
Принимаем
Фактическое передаточное отношение:
,
Уважаемый посетитель!
Чтобы распечатать файл, скачайте его (в формате Word).
Ссылка на скачивание - внизу страницы.