Кинематическая схема привода

Рисунок 1 – Кинематическая схема

1 – электродвигатель;

2 – цепная передача;

3 – одноступенчатый цилиндрический косозубый редуктор;

4 – муфта упругая;

5 – приводной барабан;

6 – лента конвейерная

1.2 Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт

Общий КПД привода ([МУ], с. 25)

, (1)

где – КПД пары цилиндрических зубчатых колёс, ;

– КПД, учитывающий потери пары подшипников качения, ;

– КПД открытой цепной передачи, ;

– КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, ;

.

Мощность на валу барабана

; (2)

Требуемая мощность электродвигателя

; (3)

.

Угловая скорость барабана

; (4)

Частота вращения барабана

(5)

.

В по требуемой мощности Р_тр = 13,72кВт с учётом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи, выбираем электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии АО2, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об./мин АО2-64-4 У3, с параметрами

Р_дв = 17 кВт и скольжением 5,1% (ГОСТ 19 523-81). Номинальная частота вращения п _дв = 1500 – ((3,3/100)∙1500) = 1450,5 об./мин , а угловая скорость

(6)

Проверим общее передаточное отношение

; (7)

,

что можно признать приемлемым, так как оно находится между 7 и 36 (большее значение принимать не рекомендуется).

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять для редуктора по ГОСТ 2185 – 66 для цепной передачи _.

Таблица 1 – Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана

Вал А		151,82 рад/с
Вал В	1450,5/5 = 290,1 об./мин	151,82/5 = 30,36 рад/с
Вал С	84,93об./мин (см. выше)	8,89 рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

(8)

на валу колеса

(9)

.

2 Расчёт зубчатых колёс редуктора

Материал шестерни – Сталь 50, улучшение, твердость 350 НB

Материал колеса – Сталь 50, улучшение, твердость 330 НB

L_h=3∙270∙2∙8=25920x

Эквивалентное число циклов перемены напряжений (6.33 ч.1[2])

- при расчете на контактную прочность

Для шестерни

(10)

-для колеса

(11)

-при расчете на изгиб

- для шестерни

-для колеса

(12)

где: с = 1 – число колес находящихся в зацеплении

Найдем коэф. долговечности (Z_n и Y_n)- при расчете на контактную прочность

- для шестерни

т.к. N_нe > N_нo

(13)

где:Nно₁ = 3.60 × 10⁷ циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости шестерни 350 HB (рис. 9.11[1])

- для колеса

т.к. N_нe < N_нo

(14)

где:Nно₂ = 3.16 × 10⁷ циклов – базовое число циклов перемены напряжений при твердости колеса 330 HB (рис. 9.11[1])

– при изгибе

- для шестерни

(15)

Принимаем Yn₁ = 1

-для колеса

Принимаем Yn2 = 1

где: Nfo = 4.00 × 10⁶ циклов – базовое число циклов (стр. 134 ч.1[2])

Определим допускаемые напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости (табл. 9.8[1])

s_н limb₁=2 × HB + 70 = 2 × 350 + 70 = 770.00 МПа

s_н limb₂=2 × HB + 70 = 2 × 330 + 70 = 730.00 МПа

Допускаемые контактные напряжения (9.10 [1])

где: S_н = 1.1 – коэф. безопасности (прим. к 9.10 [1])

Для передач с прямым зубом принимают наименьшее

Предел выносливости на изгиб (табл. 9.8[1])

s_f limb₁= HB + 260 = 350 + 260 = 610.00 МПа

s_f limb₂= HB + 260 = 330 + 260 = 590.00 МПа

Допускаемые напряжения при изгибе (9.14 [1])

где: S_f = 1.70 – коэф. безопасности (прим. к 9.14[1])

Y_a = 1.00 – коэф. приложения нагрузки (передача нереверсивная)

Y_r = 1.20 – коэф. учитывающий шероховатость поверхности

Определяем межосевое расстояние.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости определяется по формуле

, (16)

где K_a– коэффициент для прямозубой передачи, K_a=49,5, [1, с. 32],

U – передаточное число редуктора,

Т– вращающий момент на ведомом валу,

К_Н – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки, К_Н=1,15, [1, с.32];

[σ_H] – допускаемое контактное напряжение,

ψ_ba – коэффициент ширины венца, ψ_ba=0,3,

мм

Принимаем а_ω= 200мм

Определение модуля передачи.

(17)

Принимаем стандартное значение по ГОСТ 2185 - 66:

Определение чисел зубьев шестерни и колеса.

Z_∑ = , (18)

где – межосевое расстояние, =200 мм;

m – нормальный модуль зацепления, m=4 мм.

Z_∑ = =10

Принимаем Z_∑=100.

Определяем числа зубьев шестерни и колеса.

Число зубьев шестерни равно:

, (19)

где Z_∑= 100 – суммарное число зубьев.

Z₁= =16,67.

Принимаем Z₁=17.

Определяем число зубьев колеса:

Z₂= Z_∑ -Z₁, (20)

Z₂=100-17=83.

Уточняем передаточное число

(21)

где Z₁ – число зубьев шестерни, Z₁=17;

Z₂ – число зубьев колеса, Z₂=83.

U_1ф= 4,9 (22)

Определение основных размеров шестерни и колеса.

Диаметры делительные:

(23)

диаметры вершин

(24)

мм

мм

Проверяем межосевое расстояние:

a_w= мм

Ширина венца колеса:

(25)

Примем b₂=60 мм

Ширина венца шестерни

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(26)

Определяем окружные скорости и значения степени точности изготовления шестерни и колеса.

υ= , (27)

где -угловая скорость шестерни

d₁ – делительный диаметр шестерни.

υ =151,82⋅68/2⋅10³=5,16м/с.

При данной скорости (до 10 м/с) принимаем 8 степень точности.

Определяем коэффициент нагрузки, проверяем зубья на контактное напряжение

, (28)

где K_HB – коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца, K_HB=1,03_,[1, табл. 3.5];

K_Hα- коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями, K_Hα=1 -для прямозубых

[1, табл. 3.4];

K_HV – динамический коэффициент, K_HV=1,05 [1, табл. 3.6].

К_н=1,03∙1∙1,05=1,082.

Проверяем зубья на контактные напряжения:

(29)

где a_ω – межосевое расстояние,

310-коэффициент для прямозубых колес.

σ_H=411,13МПа< =436МПа.

< .

Определяем силы, действующие в зацеплении.

Определяем окружную силу:

F_t= , (30)

где Т– вращающий момент на валу шестерни,

d– делительный диаметр шестерни,

F_t=2∙90,35∙1000/68=2657H

(31)

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

по формуле

(32)

Здесь коэффициент нагрузки К_F = К_FB K_Fv(см. с. 42).

По табл. 3.7 при ψ_bd = 0.56, твердости НВ < 350 и симметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_FB = 1,065.

По табл. 3.8 K_Fv = 1,2.

Таким образом, коэффициент

K_F = 1,065 ∙ 1,45 = 1,28;

Y_F — коэффициент, учитывающий форму

зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев

Y_F1 = 4,28 и Y _F2 = 3,61

Допускаемое напряжение по формуле

(33)

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости

НВ < 350 1.8НВ.

Для шестерни

= 1,8∙350=630МПа;

для колеса

= 1,8 ∙ 330= 594 МПа

[S_F] = [S_F]' [S_F]" - коэффициент безопасности [см. пояснения к формуле C.24)], где

[S_F]' = 1,75 (по табл. 3.9), [S_F]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F] = 1,75.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Находим отношения

/Y_F

для шестерни

360/4,28=84,11

для колеса

339,43/3,61=94,02

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Y_B и K_Fa

[см. гл. III, пояснения к формуле C.25)]:

для средних значений коэффициента торцового перекрытия

e_а =1,5 и 8-й степени точности K_F =0.92

Проверяем прочность зуба колеса по формуле

(34)

Условие прочности выполнено.

3 Предварительный расчёт валов редуктора

Валы предназначены для установки на них вращающихся деталей и передачи крутящего момента.

Конструкции валов в основном определяются деталями, которые на них размещаются, расположением и конструкцией подшипниковых узлов, видом уплотнений и техническими требованиями.

Валы воспринимают напряжения, которые меняются циклично от совместного действия кручения и изгиба. На первоначальном этапе проектирования вала известен только крутящий момент, а изгибающий момент не может быть определен, т.к. неизвестно расстояние между опорами и действующими силами. Поэтому при проектировочном расчете вала определяется его диаметр по напряжению кручения, а влияние изгиба учитывается понижением допускаемого напряжения кручения.

Дата добавления: 2015-10-13