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 n_c = 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 / U_p= 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, σ_В=780 Мпа; σ_Т=440 Мпа; HB₁ 230; термообработка – улучшение

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

Вычисляем пределы выносливости:

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

N_HO=1,0 х 10⁷

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

Из графика нагрузки следует:

M_max= 1,2 Mн ; М_II= 0,6 Мн ; М_III= 0,3 Мн ;

t_max= 0,003 T ; t_II= 0,1 T ; t_III= 0,4 T ;

n_max=n₁ ; M_I=M_Н ; t_I=0.5T ; n_I=n_II=n_III=n₁

Допустимое контактное напряжение для материалов зубчатых колёс передачи:

- где коэффициент режима при расчёте на контактную прочность

Так как N_y > 10⁷, то k_pk=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; k_П=1,4; межосевое расстояние вычислим по формуле:

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

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

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

m_n=(0,010-0,020) х 400=4-8мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n=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 a_ω оставалось стандартным, вычисляем уточнённое значение угла наклона зубьев:

β = arccos 0,98= 10 ⁰73^I

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 ψ_bd=1,275, твёрдости HB≤350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор k_Fβ=1,33.

по табл. 3.8 k_Fυ=1,2.

Т.о. коэффициент k_F=1,33х1,2=1,596

Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба, и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_υ

у шестерни

у колеса

По таблице на стр.42 выбираем:

Y_F1=4,09 и Y_F2=3,61

Допускаемое напряжение по формуле:

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

Для шестерни σ^o_Flimb=1,8 х 510=918 HB

Для колеса σ^o_Flimb=1,8 х 450=810 HB

[S_F]=[S_F]^I x [S_F]^II - коэффициент безопасности,

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

[S_F]=[S_F]^I x [S_F]^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 Y_β и K_Fα (см гл. III, пояснения к формуле (3.25)).

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия ε_α=1,5 и 7-й степени точности K_Fα=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; d_a1 = 158,565 мм; b₁ = 131 мм

Колесо вала 2

d₂ = 653,435 мм; d_a2 = 665,435 мм; b₂ = 126 мм

Диаметр ступицы

d_ст = 1,6 х d_k2 = 1,6 х 75 = 120 мм

Принимаем d_ст = 120 мм

Длина ступицы

L_ст = 1,4 х d_k2 = 1,4 х 75 = 105 мм

Принимаем L _ст = 150 мм

Толщина обода

 = (2,54) х m _n= (2,54) х 6 = 1524 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 a_w +1 = 0,025 х 400 + 1 = 11 мм Примем  = 12 мм

 ₁ = 0,02 х a_w +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 a_w +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