Схема привода
Привод состоит :
1- Электродвигатель
2- Ременная передача
3- Редуктор конический одноступенчатый
4- Муфта
5- Барабан конвейера
Исходные данные:
Задание 3, вариант 6
Усилие натяжения P- 6500 Н
Скорость движения V- 0,7м/с
Диаметр барабана D- 180 мм
1.Кинематический и силовой анализ механизма привода
.
Мощность электродвигателя определяем по формуле
Nдв
= ψ ·Р·V/
ηпр
где ηпр
– КПД привода
ψ –
коэффициент запаса, принимаем равным 1.05,
ηпр
= ηрп
· ηзп
· ηп
где ηрп
= 0,9 – КПД ременной передачи по [1]
ηшп
= 0,96 – КПД зубчатой передачи, [1].
ηп
= 0,99n
– КПД подшипников, где n- число пар подшипников.
На схеме 3 пары, т.е.:
ηп
= 0,993
= 0,97
тогда:
ηпр
= 0,9 · 0,96 · 0,97 = 0,83
Мощность электродвигателя
Nдв
= 1,05 ·6500·0,7/
0,83 = 5756 Вт =5,7 кВт
По [2] принимаем трехфазный двигатель серии А4
4A132M8 (ГОСТ 20459-87)
Nдв
= 7,5 кВт; nдв
= 750 об/мин
Определяем передаточное число привода:
Угловая скорость барабана
ωб
=2V/D = 2·0,7/0,18 = 7,4 рад/с
Вал двигателя
ωдв
= π n / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78.5 рад/с
Передаточное число привода
uпр
= ωдв
/ ωб
= 78,5/7,4 = 10,6
В свою очередь передаточное число привода можно выразить как
uпр
= uрп
· uзп
,
где
uрп
- передаточное число ременной передачи
uзп
- передаточное число зубчатой передачи редуктора
По [1] таб1,1 принимаем uзп
= 3 тогда
uрп
= uпр
/uзп
= 10,6/3 = 3,53
Угловая скорость валов привода
Вал двигателя
ωдв
= π · n / 30 = 3,14·750 / 30 = 78.5 рад/с
Входной вал редуктора
ωвх
= ωдв
/ uрп
=78,5 / 3,53 =22,2 рад/с
Выходной вал редуктора (соединен с валом барабана)
ωвых
= ωвх
/ uшп
=22,2 / 3 =7,4 рад/с
Моменты на валах привода
М1
= Nп
/ ωдв
= 5756 / 78,5 = 73 Нм
Входной вал редуктора
Мвх
= М1
· ηрп
· ηп
· uрп
= 73 · 0,9 · 0,99 · 3,53 = 230 Нм
Выходной вал редуктора
Мвых
= Мвх
· ηзп
· ηп
· uзп
= 230 · 0,96 · 0,99 · 3 = 657 Нм
2. Определение параметров зубчатого зацепления.
Выбор материалов зубчатых колес
Принимаем сталь 45;
шестерня – термообработка улучшение: HB230
колесо – термообработка нормализация: HB210.
Допускаемые контактные напряжения
[H] = (2HB+70)KHL/[SH]=(2210+70)1/1,1=445 МПа
KHL=1–коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации
[SH] = 1,1 коэффициент безопасности
Допускаемые изгибные напряжения
[F] = 1,8HB/[SF]
[SF] = [SF]'[SF]''=11,75=1,75–коэффициент безопасности
[SF]'=1,75-коэффициент нестабильности свойств материала
[SF]''=1- коэффициент способа получения заготовки
шестерня [F]1 = 1,8230/1,75 = 237 МПа
колесо [F]2 = 1,8210/1,75 = 216 МПа
Внешний делительный диаметр колеса
 ,
где Kd
= 99,0 – для прямозубых передач
ybR
= 0,285 – коэффициент ширины венца
KHB
= 1,3 – при консольном расположении колес .
 = 356,2 мм
Принимаем по ГОСТ 12289–766 de2 = 360 мм
Принимаем число зубьев шестерни z1=20, тогда число зубьев колеса
z2=z1u = 203 = 60,
Внешний окружной модуль
mе = de2/z2 = 360/60 = 6 мм
Углы делительных конусов
сtgd1
= u1
= 3 ®d1
= 17o
36`,
d2
= 90o
– d1
= 90o
– 17o
36’ = 72o
24`.
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b
 = 0,5×6(202
+ 602
)1/2
= 185 мм,
b = bRRe = 0,285185 = 46 мм
Внешний и средний делительный диаметры шестерни
dе1=mеz1= 620 =120 мм
d1 =2(Rе-0,5b)sin1 = 2(185–0,552,7)sin17o36` = 108 мм.
Средний окружной модуль
m = d1/z1 =108/20 = 5,4 мм
Средний делительный диаметр колеса
d2 = mz2 = 5,46 = 340 мм
Коэффициент ширины шестерни bd = b/d1 = 60/108= 0,56
Уточняем коэффициент нагрузки
KH = KHαKHβKHv =1,221,05 =1,28
KHα= 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
KHβ = 1,22–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
KHv = 1,05 – динамический коэффициент .
Расчетное контактное напряжение
 =
 =412,2 МПа
·Условие Н < [Н] выполняется
Силы действующие в зацеплении:
окружная
Ft= 2T2/d2 = 2657103/340 = 3864 Н
радиальная для шестерни, осевая для колеса
Fr1 =Fa2 = Fttgcos1 = 3864tg20оcos17o36` = 1339 H
осевая для шестерни, радиальная для колеса
Fa1= Fr2 = Fttg sin1 = 3864tg20osin17о36` = 424 H
Проверка зубьев по напряжениям изгиба расчетное изгибное напряжение
F =FtKFYF/bm
=0,85
Y–коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев :
zv= z/cos
при z1= 20 → zv
1 = 20/(cos17º36`)= 21 → YF1 = 4,05
при z2= 60→ zv2 = 60/(cos72º24`) = 64 → YF2 = 3,6
отношение [F]/YF
шестерня [F]1/YF1 = 237/4,05 = 58,5 МПа
колесо [F]2/YF2 = 216/3,6 = 60,0 МПа
т.к. [F]2/YF2 > [F]1/YF1 то расчет ведем по зубьям шестерни.
коэффициент нагрузки
KF = KFβKFv = 1,31,15 = 1,5
KFβ = 1,30–коэффициент концентрации нагрузки
КFv = 1,15–коэффициент динамичности
F1 = 38641,504,05/0,85465,4 = 87 МПа
·Условие F1 < [F]1 выполняется
3. Предварительный расчет валов.
Предварительный расчет валов проводится по формуле:
d = 
;
где М – момент на валу,
[τ]кр
– допускаемое напряжение при кручении ≈ 20 МПа для стальных валов [2] стр. 284.
а) Входной вал редуктора
М2
= 230 Н×м
Тогда:
dвх
= 
= 38,3 мм.
Принимаем стандартное значение в = 40 мм.
б) Выходной вал редуктора:
Мвых
= 657 Н×м
dвых
= 
= 57.2 мм.
Принимаем стандартное значение в = 60 мм.
Стандартное значение соответствует диаметру внутренней поверхности подшипника. По этому размеру из [1] стр. 84 принимаем подшипники.
для Æ 40 –67208 ГОСТ 833-75
для Æ 60 – 67212 ГОСТ 833-75
4. Расчет шпонки.
Шпонка используется для установки колеса на тихоходный вал редуктора. Используем призматическую шпонку ГОСТ 23360-78.
Площадь сечения шпонки b´h выбираем по ГОСТу. Она задается по диаметру вала. Длина шпонки l рассчитывается по формуле.
Для Æ 65 (диаметр вала в месте установки колеса) b´h = 18 ´ 11 мм.
t = 5,5 мм – глубина шпоночного паза на валу.
b –ширина шпонки
h – высота шпонки
Длина шпонки:
l = 
[s]см
= 100 МПа – допускаемое напряжение на смятие, для стальных валов и ступиц.
l = 
= 67.4 мм
принимаем стандартную шпонку 18´ 11 ´ 70 мм.
5. Расчет толщины стенки корпуса редуктора
Толщина стенки литого корпуса редуктора может быть определена по формуле:
S = 
где М – момент на тихоходном валу редуктора
S = 
Принимаем S = 7 мм
Список литературы:
1. Воробьев Ю.В., Кавергин А.Д. Детали машин. – Тамбов, ТГТУ, 2004.
2. Чернелевский Д.В. и др. Детали машин.
Учебник, под. ред. Бородина Н.А. – М.: Машиностроение, 1983.
|