Разработка привода к ленточному транспортёру

Т

1. Выбор электродвигателя


Вычислим общий КПД редуктора:


Из табл. 1.1 [1]выбираем:

- зубчатая передача в закрытом корпусе с цилиндрическими колёсами

- потери на трение в опорах каждого вала

- коэффициент

n=2 - число валов



Необходимая мощность электродвигателя:


Частота вращения вала электродвигателя:


Из каталога (П.1. [1]) выбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, закрытый обдуваемый по ГОСТ 19523-81 - 4А280S2, с номинальной мощностью N=110 кВт и частотой вращения nc = 3000 об/мин.

Скольжение s = 2%


Перегрузка по мощности:


Перегрузки по мощности нет.


Определим значения мощностей, угловых скоростей и крутящих моментов на валах:

Вал 1 - вал электродвигателя

N1 = 99,93 кВт ; n1 = 2925 об/мин


Угловая скорость:


Крутящий момент:


Вал 2 – выходной вал

N2 = N1 x η1=99,93 x 0,97=96,93 кВт


n2 = n1 / Up= 2925 / 4,5= 650 об/мин


Угловая скорость:


Крутящий момент:


2. Расчёт зубчатой передачи


Выбор материалов шестерни – колеса.

Для обеспечения передачи выбираем из табл. 3.3 [1] материалы:

для шестерни – Сталь 40Х, σВ=780 Мпа; σТ=440 Мпа; HB1 230; термообработка – улучшение

для колеса - Сталь 40Х, σВ=690 Мпа; σТ=340 Мпа; HB2 200; термообработка – нормализация.


Вычисляем пределы выносливости:

NHO – базовое число циклов нагружения колеса для расчёта по контактным напряжениям при твёрдости ≤ HB 230

NHO=1,0 х 107


Эквивалентное число циклов нагружения NУ определим в соответствии с графиком нагрузки:

Из графика нагрузки следует:

Mmax= 1,2 Mн ; МII= 0,6 Мн ; МIII= 0,3 Мн ;

tmax= 0,003 T ; tII= 0,1 T ; tIII= 0,4 T ;

nmax=n1 ; MI=MН ; tI=0.5T ; nI=nII=nIII=n1


Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:

- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как Ny > 107, то kpk=1




Момент на валу шестерни:


Коэффициент нагрузки для симметричного расположения шестерни предварительно примем k=1,3.

Из условия контактной прочности для косозубых колёс Ψа=0,315; kП=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

По ГОСТ 2185-66 это значение aω округляется до ближайшего стандартного aω= 400 мм.


Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.


Нормальный модуль mn выбирается из ряда стандартных модулей по ГОСТ 9563-60 из интервала mn=(0,010-0,020)aω

mn=(0,010-0,020) х 400=4-8мм


Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn=6мм.

Если предварительно принять, что угол наклона зуба β=100, то суммарное число зубьев шестерни и колеса вычислим по формуле:

;


Передаточное отношение отличается от стандартного (U=4,5) на 0,89% ,что меньше допустимого 2,5%.


Чтобы aω оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:

β = arccos 0,98= 10 073I

Основные размеры шестерни и колеса.


Вычислим диаметры делительных окружностей:


- шестерни:


- колеса:


Проверяем межосевое расстояние:



Диаметры окружностей вершин:


- шестерни:

- колеса:


Диаметры окружностей впадин зубьев:


- шестерни:

- колеса:


Ширина венца зубьев колеса:



Ширина венца зубьев шестерни:



3. Проверочный расчет на контактную выносливость


Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру:



Для уточнения коэффициента нагрузки определяется окружная скорость колес в зацеплении и степень точности передачи:



Примем 7-ую степень точности.


Уточним коэффициент нагрузки


где: К Н = 1,041 - из таблицы 3.5 [1]

К Н = 1,12 - из таблицы 3.4 [1]

К HV = 1,05 - из таблицы 3.6 [1]


Проверка контактных напряжений по формуле:

591,25


Условие прочности соблюдается


393,26 МПа <[ H ] = 591,25 Мпа

5. Расчет на контактную выносливость при действии максимальной нагрузки


Используя график нагрузки находим



Допускаемое напряжение для нормализованной стали 45


HРmax = 2,8 Т = 2,8• 510 = 1428 МПа


Условие прочности Hmax < HРmax соблюдается


6.Силы, действующие в зацеплении


окружная

радиальная

осевая


7. Расчет на выносливость при изгибе

По таблице 3 методики уточним механические характеристики материалов зубчатых колес с учетом установленных размеров и вычислим пределы выносливости:



где: коэффициент твёрдости (стр. 42). По табл. 3,7 при ψbd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор k=1,33.

по табл. 3.8 k=1,2.

Т.о. коэффициент kF=1,33х1,2=1,596


YF – коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев zυ

у шестерни

у колеса


По таблице на стр.42 выбираем:

YF1=4,09 и YF2=3,61


Допускаемое напряжение по формуле:

По табл. 3.9 для Стали 35 при твёрдости HB≤350 σoFlimb=1,8 HB

Для шестерни σoFlimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса σoFlimb=1,8 х 450=810 HB


[SF]=[SF]I x [SF]II - коэффициент безопасности,


где: [SF]I =1,75 (по табл. 3.9), [SF]II =1 (для поковок и штамповок)


[SF]=[SF]I x [SF]II=1,75х1=1,75.


Допускаемые напряжения:


для шестерни:

для колеса:


Находим отношения:


для шестерни:

для колеса:

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

Определим коэффициенты Yβ и K (см гл. III, пояснения к формуле (3.25)).


для средних значений коэффициента торцевого перекрытия εα=1,5 и 7-й степени точности K=0,92


Проверяем прочность зуба колеса по формуле:




Условие прочности выполнено.


8.Предварительный расчет валов


Предварительный расчет проводим на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.


Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ к] = 20 Мпа


Принимаем d в1 = 50 мм

Примем под подшипниками d п1 = 45 мм

Шестерню выполним за одно целое с валом.


Ведомый вал

Примем [ к ] = 20 МПа

Диаметр выходного конца вала


Примем d в2 = 65 мм

Диаметр вала под подшипниками примем d п2 = 70 мм

Под зубчатым колесом примем d к2 = 75 мм

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.


9.Конструктивные размеры зубчатых колес


Вал-шестерня

Её размеры определены выше:

d1 = 146,565 мм; da1 = 158,565 мм; b1 = 131 мм


Колесо вала 2

d2 = 653,435 мм; da2 = 665,435 мм; b2 = 126 мм


Диаметр ступицы

dст = 1,6 х dk2 = 1,6 х 75 = 120 мм

Принимаем dст = 120 мм


Длина ступицы

Lст = 1,4 х dk2 = 1,4 х 75 = 105 мм

Принимаем L ст = 150 мм


Толщина обода

 = (2,54) х m n= (2,54) х 6 = 1524 мм

Принимаем = 20 мм


Толщина диска

С = 0,3 х b 2 = 0,3 х 126 = 37,8 мм

Принимаем С = 40 мм


10.Конструктивные размеры корпуса редуктора


Толщина стенок корпуса и крышки


 = 0,025 х aw +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем = 12 мм

1 = 0,02 х aw +1 = 0,02 х 400 + 1 = 9 мм Примем 1 = 10 мм


Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

-верхнего пояса корпуса и пояса крышки

b = 1 ,5 х = 1,5 х 12 = 18 мм

b 1= 1 ,5 х 1= 1,5 х 12 = 15 мм

-нижнего пояса корпуса

р = 2,35 х = 2 ,53 х 10 = 25,3 мм Принимаем р = 25 мм


Диаметр болтов :

-фундаментных

d 1 = 0,033 х aw +12 = 0,033 х 400 + 12 = 25,2 мм

Принимаем болты с резьбой М 27

-крепящих крышку к корпусу у подшипника

d 2 = 0,72 х d 1 = 0 ,72 х 27 = 19,4 мм

Принимаем болты с резьбой М20

-соединяющих крышку с корпусом

d 3 = 0,55 х d 1 = 0,55 х 27 = 14,8 мм

Принимаем болты с резьбой М 16

11.Выбор муфты


Ведомый вал


Передаваемый крутящий момент

Т2 = 1027,93 Н м

Число оборотов n = 650 об/мин

Применим муфту упругую втулочно-пальцевую по ГОСТ 21424-75

Размеры


d = 65 мм