Проектирование привода к корнеклубнерезке

 

2. Силовой и кинематический расчет

2.1. Определение необходимой мощности электродвигателя 

N_p=,кВт

η-общий КПД привода

η = η_р* η_к* η_п²=0,98*0,97*0,99²=0,93

η_р- КПД редуктора;

η_к- КПД клиноременной передачи;

η_п- КПД одной пары подшипников качения.

N_p=5,8/0,93=6,23 кВт

Выбираем электродвигатель: АОП2-51-4

Мощность электродвигателя: N_дв=7,5 кВт

Частота вращения: n_дв=1440 ^об/_мин 

2.2. Определение общего передаточного числа

привода и разбивка его по ступеням.

Общее передаточное число привода

U_o=

n₃- частота вращения выходного вала редуктора

U_o=1440/300=4,8

Производим разбивку общего передаточного числа привода по ступеням

U_o=U_p*U_кп

U_p- передаточное число редуктора

U_p=3, U_кп= U_o/U_p=4,8/3=1,6

3. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные:

Передаваемая мощность: N=6,23кВт

Частота вращения ведущего вала: n₁=1440 об/мин

Передаточное число: U_кп=1,6

Угловая скорость: ω₁= ω_дв==3,14*1440/30=150,7рад/с

Номинальный вращающий момент:

М₁=N/ω₁=6,23*10³/150,=41,3Н*м

Выбираем из таблицы ремень сечения А с площадью поперечного сечения F=81мм².

Выбираем диаметр D₁ ведущего шкива. В табл. указано минимальное значение D_min=125мм. Однако для обеспечения большей долговечности ремня рекомендуется не ориентироваться на D_min, а брать на 1-2 номера больше.

Принимаем D₁=160 мм.

Частоты вращения и угловые скорости барабана и редуктора:

n₂= n₁/u_кп=1440/1,6=900об/мин; ω₂=ω₁/u_кп=150,7/1,6=94,2рад/с;

n₃=n₂/u_p=900/3=300об/мин; ω₃=ω₂/u_р=94,2/3=31,4рад/с.

Находим диаметр D₂ ведомого шкива, приняв относительное скольжение ε = 0,015:

D₂ = u_кп D₁ (1 – ε)=1,6*160(1 – 0,015)=252,2 мм.

Ближайшее стандартное значение D₂= 250 мм. Уточняем передаточное отношение u_кп с учетом ε:

u_кп===1,58.

Пересчитываем:

n₂= n₁/u_кп=1440/1,58=911,4об/мин;

расхождение составляет:

∆n₂==1,26%

(при допускаемом расхождении до 3%). Итак, принимаем D₁ =    160 мм; D₂ =250 мм.

Определяем межосевое расстояние а: его выбирают в интервале

a_min=0,55(D₁+D₂)+h

a_max=2(D₁+D₂).

В нашем случае

а_min= 0,55(160 + 250) +10,5 = 236 мм;

а_max= 2(160 + 250) = 820 мм.

Принимаем близкое к среднему значению

а = 500 мм.

Расчетная длина ремня определяется по формуле, как и в случае плоскоременной передачи:

L_p=2a + (D₁ + D₂) + =

=2*500 + 3,14/2(160+250) + ≈1650 мм.

Ближайшая по стандарту длина

L=1600 мм.

Вычисляем

D_cp=0,5(D₂ + D₁)= 0,5(250 + 160)=205 мм

и определяем новое значение  а с учетом стандартной длинны L по формуле

а = 0,25[L – πD_cp+]=

=0,25=476 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения а на 0,01L для того, чтобы облегчить надевание ремней на шкив; для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения а на 0,025L; для рассматриваемого примера необходимые перемещения составят: в меньшую сторону 0,01*1600=16 мм, в большую сторону 0,025*1600=40 мм.

Угол обхвата меньшего шкива

α₁= 180° - 60=180 – 60 =168°

Скорость

v= 0,5ω₁D₁=0,5*150,7*160*10³=12 м/с.

По табл. 5.7 находим величину окружного усилия р_о, передаваемого  одним клиновым ремнем сечения А при u_к=1, D₁=160 мм; L_o=1600мм и v=12 м/с (интерполируя):

р_о=214+=218,2 Н (на один ремень).

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]= р_оС_αС_LC_p .

Здесь

С_α=1-0,003(180 –α₁)=1-0,003(180 – 168)=0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние длинны ремня,

С_L=0,3+0,7=1 (т.к. L=1600=L₀)

Коэффициент режима работы С_р=1. Следовательно,

[р]=218,2*,96=209,5 Н.

Определяем окружное усилие:

Р=N/v = 6,23*10³/12=519,2 Н.

Расчетное число ремней

z= P/[P]=519,2/209,5≈3.

Определяем усилия в ременной передаче, приняв напряжение от предварительного натяжения σ_о =1,6 Н/мм²:

предварительное натяжение каждой ветви ремня

S₀=σ₀F=1,6*81=129,6 H;

то же ведомой ветви

S₁=S₀+P/2z=129,6+519,2/2*3=216,2 Н;

усилие на валы

Q=2S₀ z sinα₁/2=2*129,6*3*sin 84°=773,3 Н.

4. Расчет редуктора

4.1. Расчет зубчатой пары

Исходные данные:

Передаваемая мощность: N=6,23 кВт

Частота вращения ведомого вала: n₂=911,4 об/мин

Передаточное число редуктора: U_p=3

Выбираем материал для изготовления зубчатых колес:

для шестерни – сталь 45, улучшение, твердость HB230;

для колеса – сталь 45, улучшение, твердость HB 200.

Допускаемые контактные напряжения

[σ]_н=,

где σ_{н lim b} – предел контактной выносливости при базовом числе циклов. По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термообработкой (улучшением)

σ_{н lim b}=2HB + 70;

К_HL– коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают К_HL= 1; [n]=1,15.

Принимаем допускаемое напряжение по колесу

[σ]==408 Н/мм².

Вращающий момент на валу шестерни

М₂=М₁U_кп=41,3*1,58 =65,3 Н*м = 65,3*10³ Н*мм;

вращающий момент на валу колеса

М₃=М₂U_p= 65,3*10³*3=196*10³ Н*мм.

Коэффициент нагрузки К_Нβ=1,15.

Принимаем коэффициент ширены венца по межосевому расстоянию ψ_ba=b/a =0,4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

а_w=(u+1) =(3+1)=121 мм.

Ближайшее стандартное значение а_w= 125мм.

Нормальный модуль зацепления

т_n=(0,01 ÷ 0,02)а_w=(0,01 ÷ 0,02)*125=1,25 ÷ 2,5;

принимаемm_n= 2 мм.

Примем предварительный угол наклона зубьев β = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

z₁===30,8;

принимаем z₁=31, тогда z₂= z₁u=31*3=93.

Уточненное значение угла наклона зубьев

cosβ ===0,992;

β= 7°25.

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

d₁===62,5 мм;

d₂===187,5 мм;

Проверка: а_w=d₁ + d₂/2=62,5 + 187,5/2=125 мм;

диаметры вершин зубьев:

d_a1= d₁ + 2m_n= 62,5+2*2=66,5 мм;

d_a2= d₂ + 2m_n=187,5+2*2 =191,5 мм;

ширина колеса b₂= ψ_baa_w =0,4 * 125 =50 мм;

ширина шестерниb₁ = b₂ + 5= 50 + 5= 55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

ψ_bd=b₁/d₁=55/62,5= 0,88.

Окружная скорость колес и степень точности передачи

v= ==4,7 м/с.

При такой скорости колес следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки

К_Н= К_НβК_НαК_Нv.

Значения К_Нβ даны в табл. 3.5: К_Нβ= 1,03.

К_Нα ≈ 1,08; К_Нv= 1,0. Таким образом, К_Н= 1,03* 1,08* 1,0 = 1,11.

Проверка контактных напряжений по формуле:

σ_н= ==379 Н/мм²<[σ]_н.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная                 P===2089,6 H;

радиальная                P_r= P=2089,6=767 Н;

осевая                   P_a=Ptgβ= 2089,6 tg7°25=266 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

σ_F=.

Здесь К_F = K_FβK_Fv; К_Fβ=1,08;  K_Fv=1,3 K_F=1,08*1,3=1,41.

Y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v:

у шестерниz_v1==≈32;

у колеса              z_v2==≈95.

При этом           Y_F1 = 3,78 и   Y_F2 = 3,60.

Допускаемые напряжения

[σ]_F=.

По таблице σ⁰_{F lim b}=1,8.

Для шестерни σ⁰_{F lim b}=1,8*230=415 Н/мм²;

Для колеса      σ⁰_{F lim b}=1,8*200=360 Н/мм².

[n]_F=[n]^´_F [n]^´´_F – коэффициенты запаса прочности, где [n]^´_F=1,75;

[n]^´´_F=1. Следовательно, [n]_F=1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни     [σ]_F1=415/1,75=237 Н/мм²,

для колеса         [σ]_F2=360/1,75=206 Н/мм².

Находим отношения :

для шестерни  237/3,78 =62,7 Н/мм²;

для колеса   206/3,60 = 57,5 Н/мм².

4.2  Расчет валов

Ведущий вал:

диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [τ]_к= 25 Н/мм²:

d_в===23,7 мм.

Ведомый вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении  [τ]_к= 20 Н/мм²:

d_в2==36,8 мм.

Принимаем ближайшее большее значение: d_в1=25 мм;  d_в2=38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1=30мм;       d_п2=45 мм, под зубчатым колесом d_к2 = 50 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

4.3 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняют за одно целое с валом ее размеры: d₁ = 62,5мм; d_а1 = 66,5 мм; b₁= 55 мм.

Колесо кованое, d₂ = 187,5 мм; d_а2 = 191,5 мм; b₂ = 50 мм.

Диаметр ступицы d_ст = 1,6 d_к2= 1,6*50 = 80 мм; длина ступицы l_cm= (1,2÷1,5)d_к2 = (1,2÷1,5)*50 = 60÷75 мм, принимаем l_cm=70 мм.

Толщина обода δ₀ = (2,5÷4) m_n =  (2,5÷4)*2 = 5÷8 мм, принимаем

δ₀ = 8 мм.

Толщина диска С = 0,3 b₂ = 0,3*50 = 15 мм.

4.4 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

δ = 0,025а + 1=0,025*125 + 1= 4,125 мм, принимаем δ= 5 мм;

δ₁ = 0,02а + 1 = 0,02*125 + 1 = 3,5 мм, принимаем δ= 5 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса и пояс крышки:

b =1,5 δ = 1,5*5 = 7,5 мм;

b₁ =1,5 δ₁ = 1,5*5 = 7,5 мм;

нижний пояс корпуса:

р = 2,35 δ = 2,35*5 = 11,75 мм, принимаем  р = 12 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных  d₁ = (0,03÷0,036)а + 12 = (0,03 ÷ 0,036) * 125 + 12 = 15,75÷16,5, принимаем болты с резьбой М18; крепящих крышку к корпусу у подшипников

d₂ =(0,7÷0,75) d₁ = (0,7÷0,75)*18 = 12,6 ÷ 13,5 мм,

принимаем болты с резьбой М14;

соединяющих крышку с корпусом:

d₃ =(0,5÷0,6) d₁ = (0,5÷0,6)*18 = 9 ÷ 10,8 мм,

принимаем болты с резьбой М12.

4.5 Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем Р =2089,6 Н, Р_r = 767 Н, Р_а = 266 Н; из первой компоновки l₁ = 64 мм, l₃ = 71,5 мм.

Нагрузка на вал от клиноременной передачи Q = 773,3 Н.

Составляющие этой нагрузки:

      R_кх = Q= 773,3 Н, R_ку = 0.

 

в плоскости xz  R_x1 = = 613Н;

    R_х2= = 2250Н;

Проверка: R_х1 + R_х2 – P– R_кх=613 + 2250 – 2089,6 – 773,3 = 0.

в плоскости yz    R_y1 ==

=318,6 Н;

         R_y2 == 448,4 Н

Проверка: R_y2 + R_y1  - Р_r = 448,4+318,6 – 767 = 0.

Суммарные реакции:

F_r1 = R₁ ==691 H;

F_r2 = R₂ ==2294 H.

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 2. Намечаем радиальный шариковый подшипник 306: d= 30 мм; D= 72 мм; B=19 мм;C= 21,6 мм; C_o = 14,8 мм.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э =(ХVF_r2 + YF_a)К_бК_т  = 1*2294 =  2294 Н, осевая нагрузка F_a = P_a = 266 H; V = 1(вращается внутренне кольцо); К_б = 1; К_т = 1;

отношение             = 0,017, е = 0,2

отношение            = 0,12 < е; Х = 1 и Y = 0.

Расчетная долговечность, млн. об.:

L = ≈ 835 млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

L_h = =  ≈ 15,3*10³ ч.

Ведомый вал несет такиеже нагрузки, как и ведущий:

Р=2089,6 Н; Р_r =767 Н, Р_а =266 Н; из первой компоновки