Проектирование привода барабанной мельницы

 

1.8 Вывод

Анализ результатов кинематических расчетов показал, что проектируемый  прибор обеспечивает требуемые по заданию мощность и число оборотов на выходном валу привода.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет клиноременной передачи.

 

2.1 Задача

Провести  проектный расчет, подобрать материал, определить основные геометрические параметры  и проверить на контакт.

2.2 Данные для расчета

Данные  для расчета клиноременной передачи берем из кинематического расчета.

Таблица 2.1 -  Силовые и скоростные параметры для расчета тихоходной  передачи

Параметр	P, кВт	Т, Н·м	ω, с-1	n, об/мин	i
1 вал	5,37	35,5	151,1	1444,5	3,15
2 вал	5,15	107,38	47,96	458,57

 

2.3 Расчет

Расчет меньшего (ведущего) шкива по формуле:

D₁≈(3÷4)* ³√T₁                                               (2.1)

D₁≈(3÷4)* ³√35,5*10³≈99÷132 (мм)

Принимаем по стандарту (ГОСТ 1284.3-80) диаметр  ведущего шкива D₁=125мм

Сечение ремня А (L_p=1700 мм); i=3,15

 

Расчет ведомого шкива по формуле:

D₂=D1*i*(1-ε)                                                (2.2)

D₂=125*3.15*(1-0.01)=389,81 (мм)

Принимаем по стандарту (ГОСТ 1738.3-73) диаметр ведомого шкива

D₂=400 мм

Уточняем передаточное число формуле 

i=                                                       (2.3)                               

i==3,23

 

Δ*100%=2,54% (не более 3%, что допустимо)

 

Находим межосевое расстояние в  интервале по формуле:

 a_min=0.55*(D₁+D₂)+T₀                                            (2.4)

                                                     a_max= D₁+D₂

T₀ принимаем по ГОСТ 1284.1-80

T₀=8 мм

a_min=0.55*(125+400)+8=296,75 (мм)     

a_max=400+125=525 (мм)

Межосевое расстояние принимаем в  интервале (296,75;525) а=350 (мм)

Определяем длину ремня по формуле:

L=2a+0.5π(D₁+D₂)+                                  (2.5)

L=2*350+0.5*3.14*(400+125)+₌1578,26 (мм)

Округляем по ГОСТ (1284.1-80) и принимаем  L_р=1600 мм.

Уточняем межосевое расстояние:

а=0,25[(L_p-w)+_],                          (2.6)

где w=0,5π(D₁+D₂)=0,5*3,14*(400+125)=824,25 (мм)

у=₌75625 (мм)

а=0,25*[1600-824,25+ =361,74 (мм)

Угол обхвата меньшего шкива  рассчитываем по формуле:

=180-57*                                        (2.7)

=180-57*₌₁₃5° (135°>120°)

Необходимое число ремней:

 Z=,                                          (2.8)

Где P₀ – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, кВт.

C_L- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, приниаем по ГОСТ 1284.3-80, L_p=1600, при сечении ремня А, C_L=0,98 [1, c.135].

C_p – коэффициент режима работы, (привод барабанной мельницы работает легко, при 2ух сменах) C_р=1,1.

C_а – коэффициент угла обхвата, при =140, C_а=0,98

C_z - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, z=4-6, C_z=0,89.

z==4

 

 

Предварительное натяжение ветвей клинового ремня:

F₀=+θν²,                                           (2.9)

где V₁=0.5* D₁*w₁=0,5*0,125*151,1=9,44 (м/с)

θ – при сечении А θ=0,1

F₀=+0,1*89,11=155,321 (Н)

Расчет силы, действующей на вал:

F_в=2F₀*z*sin=2*155,321*4*0.923=1146,89 (Н)

Рабочий ресурс ремней

H₀=N_oц ·()⁸C_iC_H;                                 (2.10)

При сечении А N_oц=4,6*10⁶;

Силы, действующие в ременной передаче,

Окружная:

F_t=P/V                                                      (2.11)

F_t=5.37/9.44=0.56 (Н)

 

Натяжение ведущей цепи:

F₁=F_o+0.5* F_t                                               (2.12)

F₁=155,321+0.5*0.56=155,601 (Н)

 

Натяжение ведомой цепи:

F₂=F_o-0.5* F_t                                                                          (2.13)

F₂=155,321-0,5*0,56=155,041 (Н)

 

Напряжение  от растяжения:

σ₁= F₁/bδ                                                   (2.14)

b=13 мм

δ=8 мм

σ₁= 155,601/13*8=1.49 (МПа)

 

Напряжение  при изгибе:

σ_u= E_u*                                                  (2.15)

для хлопчатобумажных ремней E_u=50÷80 Мпа.

 

σ_u= 50÷80*=3.2÷5.12 (МПа)

 

Напряжение от центробежной силы:

σ_V= ρ·V²*10⁶                                                                   (2.16)

 

σ_V=1100÷1200*9,44²*10⁶=0.98÷1.06 (МПа)

 

 

 

 

Максимальное  напряжение в сечении ремня

σ_max= σ₁+ σ_u+ σ_V                                         (2.17)

 

σ_max=1,49+3,2+0,98=4,67 (МПа),

 

тогда, рабочий  ресурс ремня равен

 

H₀=4,6*10⁶· ·()⁸*2*7,14=5600 (ч)

3. Расчет  цилиндрической прямозубой передачи

3.1 Задачи расчета

Задачами  расчета закрытой зубчатой цилиндрической передачи  являются:

• выбор материалов для изготовления зубчатых колес ;
• определение допускаемых контактных и изгибных  напряжений;
• определение геометрических параметров передачи;
• проверка расчета по контактным  и напряжения

3.2 Условия прочности  закрытой зубчатой передачи.

         Работоспособность  и надежность закрытой зубчатой  передачи обеспечения по двум  критериям: контактной и изгибной  прочности.

         Главным  критерием работоспособности в  данном случае является контактная  прочность, поэтому при расчетах  геометрии закрытой зубчатой  передачи используются показатель  прочности материала - допускаемое  контактное напряжение.

     Расчеты, проектные  и проверочные выполняются исходя  из следующих условий.

; (3.1)

Допускается перегрузка передачи не более 5% недогрузка не более 10%.

 

 

 

3.3 Расчет

3.3.1 Проверка  на контактную выносливость.

 

Рассчитываем межосевое расстояние.

                                            (3.2)

где:

=1.25 

T₃=364.2 Н·м

Значение =0,18 в пределах от 0,125÷0,25

Рассчитываем допускаемое контактное напряжение:

[σ]_H=,                                                  (3.3)

где = 2HB+70 < 350 = 570;

- коэффициент  долговечности, равный 1;

 [S_H] – коэффициент безопасности;

[σ]_H==518.18÷475, принимаем 485 мм.

Вычисленное межосевое расстояние округляю по ГОСТ 2185-66 в большую сторону до стандартного .

Проверку на изгибную прочность  выполнять не надо при успешном прохождении  проверки на контактную прочность и  при использовании материалов НВ<350 и термообработки нормализации, улучшения.

3.3.2 Предварительные основные размеры колеса.

 

Выбираем модуль в интервале  m=(0,01÷0,02)а_w и выравниваем его  по ГОСТ 9563-60

m=(0,01÷0,02)*200=2÷4, m=4мм.

 

 

Суммарное число зубьев.

z_∑=z₁+z₂                                                                                    (3.4)

                                             

для колес со стандартным окружным модулем (прямозубых)

                                                   (3.5)

 

Число зубьев шестерни.

                                       (3.6)

_{Принимаем число  зубьев шестерни равное 22.}

Число зубьев колеса.

                                              (3.7)

Фактическое передаточное число.

                                                 (3.8)

Отклонение от заданного передаточного  числа.

                               (3.9)

Проверка  межосевого расстояния.

a_w= 0.5·(z₁+z₂)·m                                          (3.10)

a_w= 0.5·(78+22)·4=200 мм

 

 

Вычисляем диаметры колес.

Делительные диаметры:

• шестерни

                                             (3.11)

• колеса

                                          (3.12)

 

Ширина зубчатого венца  колеса.

                                              (3.13)

_{Ширина  зубчатого венца  колеса.}

b₁=b₂+5                                                  (3.14)

b1=36+5=41 мм

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

• шестерни

                                           (3.17)

                                        (3.18)

• колеса

                                         (3.17)

                                      (3.18)

 

 

 

 

Окружная скорость колес:

V=                                             (3.19)

V==2,12 м/с

 

Силы в зацеплении:

• окружная

                                             (3.20)

• радиальная

                                            (3.21)

3.3.3 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

 

Расчетные контактные напряжения.

                              (3.22)

где:

- коэффициент распределения  нагрузки между зубьями, ;

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца  ;

- коэффициент динамической нагрузки, .

.

                                          _(3.23)

 

 

_{Перегруз  в данном случае равен 2,26%, что не превышает  допустимого значения.}

4.Предварительный расчет валов

4.1 Задачи

 

Определить  основные размеры валов редуктора  предварительно.

4.2Данные

Крутящий  момент  I вала – 35,5 Н·м

Крутящий  момент  II вала –107,38 Н·м

Крутящий  момент  III вала – 362,56 Н·м

4.3 Условия расчета

 

Расчет  валов ведем по заниженным допускаемым  напряжениям на чистое кручение.

4.4 Расчет валов:

 

Расчет  валов ведется по следующим формулам:

                                                   _(4.1)

                                                                        _(4.2)

                                                                          _(4.3)

 

где Т- крутящий момент на валу, Н·м;

_- диаметр входного конца вала, мм; 

 - диаметр вала под подшипники, мм; 

- диаметр вала под колесо, мм.

 

 

 

 

4.4.1 Расчет  II вала (ведущего)

_{Принимаем dв2=32мм}

 мм

 мм

4.4.2 Расчет III вала (ведомого)