Разработка привода цепного транспортера

рис. 8 Момент изгиба в вертикальной плоскости для выходного вала

рис. 9 Момент изгиба в горизонтальной плоскости для выходного вала

рис. 10 Коэффициент запаса по усталостной прочности для выходного вала

<

b>2.9 Расчет и конструирование корпуса и крепежных деталей

Основные размеры редуктора рассчитаны в пункте 2.3. Рассчитываем дополнительные размеры корпуса по следующим формулам и зависимостям.

Определим высоту центров:

h=1,06·aт=1,06·160=169,6 (мм) (2.9.1)

где ат- межосевое расстояние тихоходной ступени. По таблице 10.6[1] размер h округляем до ближайшего размера, получаем h=180(мм).

Толщина стенок корпуса редуктора , откуда δ=9. Округляя, назначим δ=10.

Элементы корпуса должны сопрягаться одинаковым радиусом: r=0,25δ=0,25·10=2,5(мм) (2.9.2)

где δ-толщина стенки основания корпуса. Толщина крышки корпуса: δ1=0,9· δ=0,9·10=9(мм) (2.9.3)

где δ-толщина стенки основания корпуса.

Зазор между внутренними стенками корпуса и поверхностями вращающихся деталей a=1,2δ=12 мм.

2.10 Тепловой расчет и смазка редуктора

По рекомендации (гл.IX [1]) выбираем глубину погружения колеса первой ступени на две высоты зуба, но не менее 10мм: 2·2,25·m=2·2,25·1=4,5 мм. Принимаем глубину 10 мм с учетом ее уменьшения из-за разбрызгивания масла и прилипания его к стенкам корпуса и другим деталям. Глубина погружения тихоходного колеса:

(2.10.1)

где d2′-делительный диаметр колеса быстроходной ступени,

d2′′- делительный диаметр колеса тихоходной ступени.

Тогда по рис.1 d2′=256 мм, d2′′=242,5 мм, и по формуле (2.10.1)

По значениям окружных скоростей колес при sв=850 МПа=86,7 (табл. 9,5[1]), находим соответствующую вязкость масла: 270 сст. По таблице 9.1[1] выбираем по вязкости автотракторное масло АК-15. Проводим тепловой расчёт.

Проводим тепловой расчет. Находим тепловую мощность

(2.10.2)

где Р1 = 3,84 Вт – мощность на входном валу.

h = 0,972 – КПД зубчатой передачи.

Через стенки корпуса редуктора тепло передается в окружающую среду, тем самым происходит естественное охлаждение. Количество теплоты, отданной в секунду или мощность теплоотдачи:

(2.10.3)

где k – коэффициент теплоотдачи, принимаем k = 18 Вт/м2 ×°С,

А – площадь поверхности охлаждения:

(2.10.4)

где S1 = 0,920 × 0,250 = 0,23 м2 – площадь поверхности днища, которая учитывается, т.к. редуктор свободно обдувается воздухом.

S2 = 0,920 × 0,012 = 0,011 м2 - площадь боковой стороны редуктора соприкасаемая с маслом.

S3 = 0,250 × 0,012 = 0,003 м2 – площадь торцевой стороны редуктора соприкасаемая с маслом.

S4 = 0,005 × 0,3 × 2 = 0,003 м2 – площадь ребер охлаждения.

Подставляем значения в формулу (2.10.4): А = 0,23+0,011+0,003+0,003 = 0,247 м2

t0 = 20°C – температура окружающего воздуха,

t1 = 90°C – внутренняя температура редуктора или температура масла.

Подставляем значения в формулу 2.10.3:

Необходимое условие выполнено.

Естественного охлаждения достаточно.

Удаление масла производится через сливную масленую пробку М24х1,5 ГОСТ 9833-73.

Контроль уровня масла производим с помощь трубчатого масло указателя Н = 210мм.

3. Расчёт ременной передачи

По графику рис.12.23 [3] выбираем сечение ремня. Рекомендуют сечение А. По графику рис.12.25 [3], учитывая рекомендацию 12.31 [3], принимаем dр1=190 мм и находим Р0=3 кВт. Рассчитываем геометрические параметры передачи: dр2= dр1.iрем=190.2=380 мм, по ряду Ra40 принимаем dр2=400 мм. По рекомендации 12.29[3] предварительно принимаем а9= dр2 =400 мм. По формуле: l=2.a+0.5π(d1+d2)+(d1-d2)2/4∙a (3.1)

находим: l=2.400+0.5π(400+190)+(400-190)2/4∙400=1753,8 мм.

По таблице 12.2 принимаем l=1800 мм.

По формуле:

, (3.2)

где l - длинна ремня, l=1800 мм,

d1 и d2 - диаметры соответствующих шкивов, d1=400 мм и d2=190 мм,

а - межосевое расстояние,

уточняем:

По формуле: a=1808-57(d2-d1)/a=1808-57(400-190)/423,8=151,88 (3.3)

вычисляем угол обхвата ремня малого шкива. Значение находится в допускаемых пределах (см.рекомендации.12.29[3]).

По формуле: Pp=P0.Ca.Cl.Ci/Cp, (3.4), где Сa - коэффициент угла обхвата. Здесь Сa=0.925 (см. стр.272[3]),

Сl - коэффициент длинны ремня, по рис.12.27[3] Сl=1,03,

Ci - коэффициент передаточного отношения, по рис.12.28[3] Ci=1.125,

Cp - коэффициент режима нагрузки, учитывая, что нагрузка с умеренными колебаниями, принимаем Cp=1.2, определяем мощность Рр передаваемую одним ремнем: Pp=3.0.925.1,03.1.125/1.2=2,7 кВт

По формуле: Z=P/Pp.Cz, (3.5), где P - мощность на ведущем валу передачи, Cz - коэффициент числа ремней, Cz=1, так как 1 ремень, определяем число ремней. Z=3,84/2,7.1=1,42,условие z[6 выполняется.

По формуле: F0=0.85.P.CP.Cl!(Z.y.Ca.Ci)+Fy, (3.6), где Fy=r.A.y2 - центробежная сила, А - площадь сечения, А=138.10-6 м2, r=1250 кг/м3, y - скорость ремня при расчетной частоте вращения: y=π.dp1.n1/60=3.14.0.19.1430/60=14,4 м/с, Fy=1250.138.10-6.14,42535,6 H, находим предварительное натяжение ремня: F0=0.85.3,84.103.1.2.1,03!(1.14,4.0.925.1.125)+35,6=304,8 H.

По формуле:

, (3.7)

сила, действующая на вал при b/2=(180-a)/2=(180-151,8)/2=14,1, в статическом состоянии передачи: Fr=2.304,8.cos14,185591,2 H,

при n51430 мин-1 Fr=591,2-2.Fv.Z=591,2-2.35,6.1=520 H

В нашем случае влияние центробежных сил мало.

Ресурс наработки ремней находим по формуле: T=Tcp.k1.k2, (3.8)

где k1 - коэффициент режима нагрузки, k1=1,

Тср - ресурс наработки для эксплуатации при среднем режиме нагрузки, Тср=2000ч.,

k2 - коэффициент климатических условий, k2=1.

Т= Тср=2000ч.

Расчёт ременной передачи в «APM WinMachine».

 Скачать реферат