Расчет привода двухвалкового рольганга

Привод состоит из открытой (ОП) и закрытой (ЗП) передачи, таким образом схема принимает вид.

Рис.2. Структурная схема привода.

Структурная схема редуктора.

Рис. 3. Привод двухвалкового рольганга.

4.2. Выбор электродвигателя для привода двухвалкового рольганга.

4.2.1. Цель расчета:

Определение мощности двигателя для работы привода двухвалкового рольганга с параметрами, заданными в техническом задании (см. Приложение 1).

4.2.2. Перечень условных обозначений:

N_им- мощность исполнительного механизма, Вт;

N_дв- мощность двигателя, Вт;

h_пр- коэфицент полезного действия (КПД) привода;

T_им- крутящий момент на валу исполнительного механизма, Н*м;

h_м- КПД муфты;

h_рп- КПД ременной передачи;

h_пп- КПД пары подшипников;

h_зп- КПД зацепления зубчатой передачи;

h_кп- КПД зацепления конической передачи.

4.2.3. Условия расчета.

4.2.3.1. Двигатель асинхронный переменного тока

4.2.4. Расчет:

4.2.4.1. По заданному значению скорости транспортируемого изделия и диаметра валков рольганга d=0.25 м найдем частоту вращения рабочего органа.

Зная синхронные скорости вращения двигателей n_дв, определяем возможные передаточные отношения привода. Результаты расчета представлены в таблице 1.

4.2.4.2. По таблице 1 из [ 1 ] принимаем значение передаточного отношения открытой ременной передачи: i_оп=3

4.2.4.3 Определяем возможные передаточные отношения редуктора. Результаты расчета заносим в таблицу 1.

4.2.4.4. Результаты расчета:

Таблица 1     .    

4.2.4.5. Для коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора наиболее рациональным оказывается передаточное отношение i_р=16.4, которое обеспечивается электродвигателем с синхронной частотой вращения n_дв=3000 1/мин (табл.1).

4.2.4.6. Определяем КПД привода, принимая значения КПД отдельных передач по таблице 1 из [ 1 ].

h_пр=h_м³*h_оп*h_пп⁴*h_кп*h_зп²=0,98³*0,96*0,99⁴*0,96*0,98²=0,8

4.2.4.7. Находим расчетную мощность двигателя:

4.2.4.8. По [   ] подбираем двигатель  исполнения 112М2, имеющего при синхронной частоте вращения 6000 1/мин следующие технические данные:

N_да=7500 кВт                  n_дв=2900 об/мин

4.2.4.9. Уточняем передаточное отношение привода редуктора:

4.2.4.10. Определяем передаточные числа ступеней редуктора по таблице 2 [ 1 ]

4.2.4.11.Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов: 

4.2.4.12. Определяем крутящие моменты на валах:

4.3 Выбор материалов зубчатых колес.

4.3.1. По таблице рекомендаций по применению различных марок стали ( Приложение 2 [ 4 ]) подбираем необходимую сталь для конических и цилиндрических колес. Это сталь 40ХН, которая применяется для зубчатых колес , валов, муфт и др. ответственных деталей подвергающихся вибрационным и динамическим нагрузкам. Выбираем объемную закалку как вид термообработки стали 40ХН(HRC=45).

4.3.2. Расчет допускаемых контактных напряжений.

4.3.2.1. Допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:

 ,

где s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); S_H- коэфицент безопасности; K_HL- коэфицент долговечности.

Предел контактной выносливости выбираем исходя из вида термообработки. Для объемной закалки s_{H lim b}=18 HRC+150=18*45+150=960 МПа. Коэфицент безопасности S_H=1.1

По таблице перевода чисел твердости по Роквелу и Бринелю (Приложение 1 [ 4 ]) определяем, что HRC=45ÞHB=429. Затем по табл.1[ 4 ] определим базовое число циклов N_HO=70*10⁶

4.3.2.2. Расчитываем коэфицент долговечности .

  (при переменных нагрузках расчет K_HL выполняется по эквивалентному числу циклов N_НЕ).

t=365*L*Kг*24*Кс=365*1*1*24*0,7=6132 ч.

4.3.2.3. Эквивалентное число циклов N_НЕ определим по формуле:

N_HE=60*с*, где  T_i- крутящие моменты; Т_max=T1; n_i, t_i,- соответствующие моментам T_i частоты вращения и время работы.

Рассчитываем эквивалентное число циклов N_НЕ, определим коэфицент долговечности К_HL.

4.3.2.4. Найдем допускаемые контактные напряжения [s_M] для всех колес (шестерен) привода вращения рольганга.

1) Для шестерни конической зубчатой передачи.

где: с- число зацеплений зубчатого колеса;

n_i- частота вращения при i- том моменте;

T_i- i-тый момент;

T_i- срок службы при i- том моменте.

2) Для колеса конической зубчатой передачи.

3) Для шестерни цилиндрической зубчатой передачи.

4) Для колеса цилиндрической зубчатой передачи.

4.3.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба при расчете на усталость.

4.3.3.1. Допускаемые напряжения изгиба зубьев определяются:

, где: s_FO – предел выносливости зубьев при изгибе,s_FO =750 ; Y_R=1,2- коэфицент учитывающий шероховатость поверхности;  S_F=1.75- коэфицент безопасности ; K_FC=0.8(НВ>350)- коэфицент учитывающий характер приложения нагрузки; K_FL- коэфицент долговечности, Y_R=1.1 коэфицент учитывающий шероховатость поверхности.

     т.к. НВ>350                           N_FO=4*10⁶  циклов

N_FE=N_HE

4.3.3.2. Расчет допускаемых напряжений изгиба для всех колес (шестерен) привода двухвалкового рольганга.