Проектирование привода пластинчатого конвейера

Рэ потр = 2 / 0,84 = 2,38 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя:

nэ = nвых · Uр п · U1 · U2 , где:

Uр п – передаточное число ременной передачи;

U1 – передаточное число цилиндрической передачи (1 ступень);

U2 – передаточное число цилиндрической передачи (2 ступень).

По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

Uр п = 3

U1 = 4;

U2 = 3.

nвых = 60v / (πDзв) = 60 · 0,05 / (3,14 · 0, 204) = 4,68 об/мин

Dзв = ztзв / (π · 103) = 8 · 80 / (3,14 · 103) = 0,204 м

nэ = 4,68 · 3 · 4 · 3 = 168,5 об/мин

По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель серии 4А: 112МВ8: Р = 3 кВт; n = 700 об/мин.

Общее передаточное число привода:

Uобщ = Uр п · U1 · U2 = n / nвых = 700/4,68 = 149,6

Возьмем Uр п = 6, тогда:

Uред = Uобщ / Uр п = 149,6 / 6 = 24,93

По таблице 1.3 [1]:

U1 = Uред / U2 = 24,93 / 4,39 = 5,68

U2 = 0,88= 0,88= 4,39

Частота вращения валов:

nдв = n = 700 об/мин;

n1 = nдв / Uр п = 700 / 6 = 116,7 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 116,7 / 5,68 = 20,55 об/мин;

n3 = nвых = 4,68 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 116,7 / 30 = 12,2 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 20,55 / 30 = 2,2 рад/с;

ω3= ωвых = πn3 / 30 = 3,14 · 4,68 / 30 = 0,49 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

Твых = Т3 = F4 Dзв / 2 = 40 · 103 · 0,204 / 2 = 4080 Н·м;

Т2 = Т3 / (ηцп · U2) = 4080 / (0,97 · 4,39) = 958,1 Н·м;

Т1 = Т2 / (ηцп · U1) = 958,1 / (0,97 · 5,68) = 173,9 Н·м.

Мощности на валах:

Р1 = Р · ηр п · ηп = 3 · 0,95 · 0,99 = 2,82 кВт;

Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 2,82 · 0,97 · 0,99 = 2,71 кВт;

Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 2,71 · 0,97 · 0,99 = 2,6 кВт;

Рвых = Р3 · ηм · ηп = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,52 кВт.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σт = 640 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1; 285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σт = 750 МПа; τ = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]F1 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]F2 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]H1max = 2,8 σт = 2,8 · 750 = 2100 МПа

[σ]H2max = 2,8 σт = 2,8 · 640 = 1792 МПа

[σ]F1max = 2,74 HBCP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]F2max = 2,74 HBCP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Предел контакта на выносливость:

σH01 = 2HBCP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа

σH02 = 2HBCP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа

SH = 1,2 – коэффициент безопасности [2]

Коэффициент долговечности:

КНL1 = ; КНL2 = ;

Базовое число циклов:

NH01 = 19,9 · 106; NH02 = 16,6 · 106 [2]

Эквивалентное число циклов:

NHЕ1 = 60n1ctΣKHE = 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 = 5,8 · 106

NHЕ2 = 60n2ctΣKHE = 60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 106

c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.

Коэффициент эквивалентного числа циклов:

KHE = 0,13 – легкий режим работы [3].

Суммарный срок службы передачи:

tΣ = 356LКГ24КС = 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч

L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].

КГ = 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].

КС = 0,25 - коэффициент использования передачи в сутки [3].

КНL1 = = 1,23; КНL2 = = 1,6

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]H1 == = 657 МПа

[σ]H2 = = = 756 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H = [σ]H1 = 657 МПа.

4. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U1 = 5,68; Т2 = 958,1 Н·м; n2 = 20,55 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α1 = Кα(U1 + 1) = 495 · (5,68 + 1) = 199,2 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, [3].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α1 = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α1 = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.

z1 = 2α1 / m(U1 + 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30

z2 = z1U1 = 30 · 5,68 = 170

d1 = m z1 = 2 · 30 = 60 мм

da1 = d1 + 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм

dt1 = d1 – 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм

d2 = m z2 = 2 · 170 = 340 мм

da2 = d2 + 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм

dt2 = d2 – 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм

b2 = ψва · α1 = 0,315 · 200 = 63 мм

b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft1 = Ft2 = 2Т1 / d1 = 2 · 173,9 / 0,06 = 5797 H

радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H

[σF1] / уF1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Тmax / Тном = 215 · 2,2 = 473 < [σFmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН = = = 595 МПа < [σ]Н=657 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 [2]; КНβ = 1 [2]; КНV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН · = 595 · = 882 МПа < [σ]Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

 Скачать реферат