Кинематический и силовой расчет привода (стр. 1 из 2)
Кинематический и силовой расчет привода
Угловая скорость приводного барабана:
Где V - скорость ленты транспортёра; D-диаметр приводного барабана.
Передаточное число всей передачи
Где -число оборотов двигателя и выходного барабана,
Передаточное число редуктора принимается
Редуктор червячный, число заходов червяка
Коэффициент полезного действия
Передаточное число ременной передачи
Выходная мощность где V-окружная скорость,
Исходя из этих данных, выбирается тип двигателя:
112МВ8/700 диаметр вала 32 мм
мощность 3 кВт
число оборотов 700
высота оси вала 112 мм
Проектный расчет валов
Крутящие моменты на валах:
ведущем Н*м
ведомом Н*м
=
диаметр ведущего вала (червяка): - округляется до 32мм (в соответствии с валом двигателя и муфтой)
диаметр ведомого вала (червячного колеса):
округляется до 52мм
Диаметры валов:
Ведущий вал под полумуфту 32мм
посадочное под правый подшипник 35мм
посадочное под левый подшипник 30мм
Ведомый вал под шкив передачи 52мм
посадочные под подшипники 55мм
посадочное под червячное колесо 60мм
Подбор муфт /7,с.135/
Тип-муфта упругая втулочно-пальцевая МУВП-32
= Н*м
Максимальный момент 235,4 Н*м
Максимальная угловая скорость 66,67
Внутренние диаметры:
под вал двигателя
под вал редуктора
Расчёт сил, действующих на валы
1) Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке:
Угол трения при скорости скольжения /1,с. 235,табл. 11.2/[I]
[1,стр 233]
2) Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе; с учётом угла трения:
3) Радиальные силы, раздвигающие червяк и колесо:
4) Консольные силы:
Где F1 - давление на вал и опору редуктора зубчатоременной передачей; -начальное натяжение зубчатого ремня (См. распечатку «расчёт зубчатоременной передачи»)
Составление расчётной схемы валов
Ведущий вал
Схема-рис 1,а;эпюра крутящего момента - рис 1,б
Вертикальная плоскость схема-рис 1,в
Горизонтальная плоскость схема-рис 1,в
Суммарные реакции опор
Эпюры моментов изображены:
в вертикальной плоскости рис 1г
в горизонтальной плоскости рис 1е
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Эпюра суммарного изгибающего момента изображена на рис 1ж
Ведомый вал
Схема-рис 2а;эпюра крутящего момента - рис 2,б
Вертикальная плоскость-рис 2в
Горизонтальная плоскость рис 2в
Суммарные реакции опор
Эпюры моментов изображены:
в вертикальной плоскости рис 2г
в горизонтальной плоскости рис 2е
Суммарный изгибающий момент в опасном сечении
Эпюра суммарного изгибающего момента изображена на рис 2ж
Проверочный расчёт валов на статическую прочность в опасных сечениях
Материал валов сталь 45 НВ 217
предел текучести
предел прочности
предел выносливости
по нормальным напряжениям
по касательным напряжениям
модуль
закалка 840оС, вода
ведущий вал
По 4-й теории прочности
/4,с. 88/
Где -пределы прочности на изгиб и растяжение, МПа
Где S,Wx - площадь поперечного сечения и момент сопротивления вала в опасном сечении.
ведомый вал
По 4-й теории прочности
На валу имеется шпонка сечением 16х10мм
Где -ширина и глубина паза под шпонку на валу.
Где S-площадь сечения вала с учётом шпоночного паза.
Валы условиям статической прочности удовлетворяют.
Так как максимальный изгибающий момент червячного вала совпал с местом посадки червяка на вал, то расчёт на изгибную выносливость был проведён на ЭВМ (см. распечатку «расчёт передачи одноступенчатого редуктора»)
.
Расчёт червячного вала на жёсткость /5,с. 162/
Приведённый момент инерции
где -максимальный диаметр червяка
-минимальный диаметр червяка
стрела прогиба
Условие жёсткости ведущего вала выполняется.
Расчёт ведомого вала на циклическую прочность
Коэффициент запаса прочности /1,с.324/:
- коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
Где
-коэффициент, характеризующий чувствительность материала асимметрии цикла нагружения /1,с.325/.
Суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при кручении:
Где
=1- коэффициент влияния шероховатости поверхности /1,с.327 табл.16.7/
=1- коэффициент упрочнения поверхности, т.к. упрочнения нет, то он равен 1.
- коэффициент влияния абсолютных размеров сечения /1,с. 327,табл 16.6/:
=1,9- коэффициент концентрации напряжений /1,с. 326,табл 16.5/
/5,с. 159/- амплитуда цикла нормальных напряжений.
- среднее напряжение цикла нормальных напряжений.
Коэффициент запаса по нормальным напряжениям:
- коэффициент запаса по касательным напряжениям:
Где
-коэффициент, характеризующий чувствительность материала асимметрии цикла нагружения /1,с.325/.
Суммарный коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на сопротивление усталости при кручении:
Где
=1,7- эффективный коэффициент концентрации напряжений на шпоночном участке вала /1,с.326 табл.16.5/
- амплитуда цикла касательных напряжений /5,с. 159/.
Коэффициент запаса по касательным напряжениям:
Коэффициент запаса прочности:
<1,5...2,5
Вал имеет необходимый запас по сопротивлению усталости.
Подбор подшипников
ведущий вал
Минимальные осевые нагрузки:
Из условия равновесия сил:
-силы определены правильно
левая опора
Подбор по динамической грузоподъемности
С=23500Н КБ=1,3 е=0,24 Кт=1,05 (t=119<125ОС) /2,с. 430/
V=1
отсюда X=1;Y=0
долговечность, млн. об
долговечность, часов
час
правая опора
подшипник N27307
Подбор по динамической грузоподъемности
С=39400Н КБ=1,3 е=0,79 Кт=1,05
Fa2=S2=7443.6 H V=1
долговечность, млн. об
долговечность, часов
час
ведомый вал
Минимальные осевые нагрузки:
Из условия равновесия сил:
-силы определены правильно
левая опора
подшипник N2007111
Подбор по динамической грузоподъемности
С=49100Н КБ=1,3 е=0,33 Кт=1,05 V=1
отсюда X=0.4;Y=1.8 [3,стр 98]
долговечность, млн. об
долговечность, часов
час
правая опора
подшипник N2007111
Подбор по динамической грузоподъемности
С=49100Н КБ=1,3 е=0,33 Кт=1,05
V=1
X=1;Y=0
долговечность, млн. об
долговечность, часов
час
Большие сроки службы подшипников ведомого вала объясняется тем, что у него низкая частота вращения (35 мин-1).
Расчет шпоночных соединений
Все шпоночные соединения выполняются с натягом
(посадка с натягом: )
Под полумуфту ведущего вала Т=33,64 Н*м dвала=32мм
по ГОСТ подбирается шпонка мм
минимальная длина шпонки
длина шпонки примерно равна длине полумуфты
рабочая длина
проверка прочности шпонки на смятие
ведомого вала
а) под червячное колесо Т=551,22 Н*м dвала=60мм
по ГОСТ подбирается шпонка мм
минимальная длина шпонки
длина шпонки примерно равна длине ступицы червячного колеса
рабочая длина
проверка прочности шпонки на смятие
б) под шкив зубчатого ремня Т=551,2 Н*м dвала=50мм
по ГОСТ подбирается шпонка мм
минимальная длина шпонки
длина шпонки примерно равна длине шкива
рабочая длина
проверка прочности шпонки на смятие
Выбор и обоснование посадок сопряжённых деталей.
Графическое построение полей допусков.
Подшипник No2007111 на вал. Система отверстие.
-режим работы тяжёлый, из /1,табл. 17.5/ выбирается посадка m6
m6  |
55мм H8
Dнб=D+ES=55+0=55мм
Dнм=D+EJ=55-0.046=54.954мм
dнб=d+es=55+0.03=55.03мм
dнм=d+ei=55+0.011=55.011мм
TD=ES-EJ=0-(-0.046)=0.046мм
Td=es-ei=0.03-0.011=0.019мм
Nнб=dнб-Dнм=55,03-54,954=0,076мм
Nнм=dнм-Dнб=55.011-55=0.011мм
Nнб>0; Nнм>0-посадка в натяг
Подшипник No2007111 в стакан. Система вал.
Посадка К7 /1,табл. 17.6/;/3,табл 5 на с. 213/
 |
h8 es=+0.046ES=+0.009 
ei=0 К755мм
EJ=-0.021
Dнб=D+ES=55+0.009=55.009мм
Dнм=D+EJ=55-0.021=54.979мм
dнб=d+es=55+0.046=55.046мм
dнм=d+ei=55+0=55мм
TD=ES-EJ=0.009-(-0.021)=0.03мм
Td=es-ei=0.046-0=0.046мм
Nнб=dнб-Dнм=55,046-54,979=0,067мм
Nнм=dнм-Dнб=55-55,009=-0.009мм
Nнб>0; Nнм<0-посадка переходная.
Посадка для червячного колеса
Посадка
p6 es=+0.051
ES=+0.03ei=+0.032H7 EJ=0
60ммDнб=D+ES=60+0.030=60.030мм
Dнм=D+EJ=60+0=60мм
dнб=d+es=60+0.051=60.051мм
dнм=d+ei=60+0.032=60.032мм
TD=ES-EJ=0.030-0=0.030мм
Td=es-ei=0.051-0.032=0.019мм
Nнб=dнб-Dнм=60.051-60=0,051мм