Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

где P'_эд - потребная мощность электродвигателя, кВт;

з_общ - общий КПД привода.

где - КПД прямозубой конической передачи 1-2

- КПД косозубой цилиндрической передачи 2-3

- КПД пар подшипников

n - количество пар подшипников

- КПД муфты

m - количество муфт.

Принимается , , , .

Согласно схемы привода n = 3, т = 2

Р_вых = F_t V,

где F_t - окружное усилие на звездочке, кН;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Р_вых = 3300•0,75 = 2475Вт = 2,47 кВт;

Определение требуемой частоты вращения вала

n_э.тр = n_выхi₁₂i₃₄

где, i₁₂ - передаточное отношение передачи 1-2 (3)

i₃₄ - передаточное отношение передачи 3-4 (5)

n_вых - требуемая частота вращения на выходе привода

n_вых = ,

где D_б - диаметр барабана;

n_вых = об/мин

n_э.тр= 71,62•3•5=1074,296 об/мин

По табл. выбирается электродвигатель АИР112МА6/950.

Параметры: P = 3кВт, n_эд =950 мин^-1.

Электродвигатель АИР112МА6/950

Действительное передаточное число привода

Действительные числа передач привода выбираются из условия:

U

u₃₄=

u₁₂ = u_ред / u₃₄= 13,265 / 4,931 = 2,69

Мощность, передаваемая на валы привод

,

,

,

где P₁ - мощность, передаваемая на вал 1, кВт;

P₂₃ - мощность, передаваемая на вал 2-3, кВт;

P₄₅ - мощность, передаваемая на вал 4-5, кВт;

Частота вращения валов привода

,

,

,

Угловые скорости вращения валов

,

,

,

Крутящие моменты на валах

,

,

,

Таблица 1. Результаты кинематического и силового расчетов

Вал	Передаточное число	P, кВт	n, мин-1	щ, с-1	T, Нм
1		2.82	950	99.484	29.257
2-3		2.766	353.164	36.983	74.797
	U12 = 2.69
4-5		2.656	71.62	7.5	354.18
	U34 = 4.931

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Схема передачи

Схема прямозубой конической передачи

Схема цилиндрической косозубой передачи

2.2 Критерии работоспособности и расчета

Критериями работоспособности зубчатой косозубой цилиндрической передачи являются:

1. износ;

2. усталостное выкрашивание;

3. усталостные поломки зубьев;

4. статические поломки.

Расчет на прочность ведется от определения допускаемых контактных напряжений и определения допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

у_Н < [у_Н]

у_F < [у_F]

2.3 Выбор материала зубчатых колес

Для изготовления зубчатых колес выбираются стали:

1) прямозубая коническая передача (1-2): колесо сталь 40Х

шестерня сталь 40Х

2) косозубая цилиндрическая передача (3-4): колесо сталь 35

шестерня сталь 40

Термическая обработка - 1 группа:

колесо улучшение

Таблица 2. Материалы зубчатых колес

Звено	Марка стали	Предельные размеры заготовки, мм	Термообработка	Твердость зубьев НВ	ут, МПа
Шестерни 1,3	сталь 40Х	до 125	Улучшение+ТВЧ	269…302	640
Колеса 2,4	сталь 45	до 125	улучшение	235…262	540

2.4 Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения равны



где у_Hlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, МПа;

- коэффициент запаса прочности;

- коэффициенты долговечности, влияния шероховатости, влияния окружной скорости.

При способе термической обработки, как улучшение, для стали 40Х предел контактной выносливости поверхности зубьев

.

Коэффициент запаса прочности для улучшенных и нормализованных колес: .

Коэффициент долговечности:

,

где - базовое число циклов перемены напряжений;

- эквивалентное число циклов перемены напряжений.

;

.

,

где с - число вхождений зуба в зацепление за один оборот колеса (с=1);

n - частота вращения рассчитываемого колеса;

t_i - время действия i-го момента.

,

где - срок службы передачи, годы ();

- коэффициент использования передачи в течение смены (),

- коэффициент использования передачи в течение суток ().

ч

;

Коэффициент долговечности

.

Таким образом, Z_N1 = Z_N2 = Z_N3 = Z_N4 =1

МПа;

МПа.

где - наименьшее из напряжений .

Принимаем МПа.

,

где К - коэффициент зависимости от поверхностной твердости (при Н₅< 350HB и Н₆ 350HB, К=10)

мм.

Определение значения окружной скорости:

,

м/с.

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 принимаем равной 8.

Определение уточненного значения межосевого расстояния.

,

где К_а=410-для косозубых колес, Мпа^1/3;

_ba-коэффициент ширины в зависимости от положения колес относительно опор (при несимметричном _ba=0,315);

K_H - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.

Определение коэффициента нагрузки:

,

где - коэффициент учитывает внутреннюю динамику в нагружении (=1,02);

- коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (=1,047);

- коэффициент, учитывающий приработку зубьев (=1,26).

Тогда: .

мм.

Принимаем мм.

Делительный диаметр:

,

мм.

Ширина:

,

мм.

Модуль передачи.

Максимально допустимый модуль определяют из условия не подрезания зубьев у основания:

,

мм.

Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:

,

где К_m = 2.810 ³ для косозубых передач

К_F - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

Определение коэффициента нагрузки:

,

где - коэффициент учитывает внутреннюю динамику в нагружении (=1,04);

- коэффициент учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца (=1,148);

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями (=2).

Тогда:

мм.

Принимаем m₃₄ =2 мм.

Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:

,

Суммарное число зубьев:

,

Действительное значение угла наклона зубьев:

,

Число зубьев шестерни, колеса и фактическое передаточное число.

Число зубьев шестерни:

,

,

Число зубьев колеса:

,

.

Фактическое передаточное число:

,

.

Диаметры делительных окружностей колес:

,

мм.

,

мм.

Диаметры окружностей выступов:

мм.

,

мм.

Диаметры окружностей впадин:

,

мм.

мм.

Предварительное значение диаметра:

,

где, К - коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев (при HB и 350 HB - К=30),

- коэффициент (для прямозубых конических передач принимают =0,85).

мм.

Окружная скорость на среднем делительном диаметре:

,

м/с.

Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 принимаем равной 7.

Уточненное значение диаметра:

,

где, - коэффициент внутренней динамической нагрузки (= 1,06),

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки (=1,12).

мм.

Угол делительного диаметра шестерни:

,

.

Конусное расстояние:

,

мм.

Ширина зубчатого венца:

,

мм.

Модуль передачи:

,

где, - коэффициент внутренней динамической нагрузки (= 1,3),

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений (=1,067),

- коэффициент, для прямозубых конических колес принимают равным =0,85,

- принимают меньшее из напряжений и .

мм.

Число зубьев:

,

,

,

.

Фактическое передаточное отношение:

,

.

Угол делительного диаметра:

,

,

,

.

Делительные диаметры колес:

,

мм.

,

мм.

Внешние диаметры колес:

,

где, Х - коэффициент смещения инструмента для колес (Х=0,51)

мм.

,

где, Х - коэффициент смещения инструмента для колес (Х= - Х=-0,51)

мм.

2.6 Определение сил в зацеплении

Определение окружной силы:

Н.

Определение радиальной силы:

,

где б - угол зацепления (б = 20⁰).

Н.

Определение осевой силы:

,

Н.

Определение окружной силы:

,

Н.

Определение осевой силы:

,

Н,

,

Н.

2.7 Проверочные расчеты передач

Проверочный расчет по контактным напряжениям:

,

где, МПа,

МПа для косозубых колес.

МПа.

Недогруз зубчатой передачи допускается до 20%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

В зависимости от приведенного числа зубьев колес выбираем коэффициент прочности зуба:

,

где,

Y - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Y=0,65 для косозубых передач),

Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба (Y = 1-/100 = 0,92).

,

.

Проверочный расчет по контактным напряжениям:

,

где, МПа,

МПа.

Перегруз зубчатой передачи допускается до 5%.

Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

В зависимости от приведенного числа зубьев колес выбираем коэффициент прочности зуба:

,

где,

,

где,

2.8 Итоговая таблица

Таблица 3. Итоговая таблица результатов расчета цилиндрической и конической передачи (3-4 и 1-2)

Параметр	Обозначение	Размерность	Численное значение
			шестерня 1	колесо 2	шестерня 3	колесо 4
модуль	m	мм	2,6	2
число зубьев	z	-	16	43	23	115
тип передачи	-	-	косозубая цилиндрическая
направление	-	-	левое	правое	левое	правое
коэффициент смещения исходного контура	x	-	0
делит диаметр	d	мм	41,258	110,88	46,66	233,33
диаметр вершин	da	мм	48,55	111,76	50,66	237,33
диаметр впадин	df	мм			41,66	228,33
межосевое расстояние	aw	мм	140
ширина зубчатого венца	b	мм	17	17		45
угол наклона зуба	в	-	20,37 69,62	9,69
окружная сила	Ft	кН	1,6	3,2
радиальная сила	Fr	кН	0,21	1,18
осевая сила	Fa	кН	0,56	0,547

3. Предварительный расчет валов

По величине крутящего момента на валу и, используя формулы, найдем номинальные диаметры валов.

3.1 Вал-шестерня быстроходный (входной)

Эскиз входного вала

,

Принимается d = 25 мм; хвостовик конический М12*1,25.

,

Принимается t_кон = 1,8 мм.

мм.

Принимается мм.

,

Принимается r=2 мм.

мм.

Принимается = 36 мм.

3.2 Вал-шестерня промежуточный

Эскиз промежуточного вала

Вал промежуточный 2-3:

, где Т₂₃ - момент на промежуточном валу;

Принимаем d_К = 30 мм;

d_БК d_К + 3f, где f - размер фаски колеса; f = 1 мм,

d_БК 30 + 31 33 мм Принимаем d_БК = 33 мм

Принимаем d_П = 30 мм.

3.3 Вал тихоходный (выходной)

Эскиз выходного вала

,

,

Принимаем .

,

,

Принимается t_цил = 3,5 мм, r = 2,5 мм

,

Принимается ,

,

Принимается .

Диаметр вала в месте посадки колеса:

.

4. Выбор смазки

вал зубчатый косозубый передача

При минимальном количестве масла смазывание редуктора осуществляется погружением колеса на высоту зуба в масло - картерное смазывание. Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При смазывании колес погружением на подшипники попадают брызги масла, стекающего с колес, валов и стенок корпуса.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в смазку (масло), заливаемую внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3. Объем масляной ванны 4…6 л.

По таблице устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях до 600 Н/мм² и скорости V до 5 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 мм/с. По таблице из справочной литературы принимаем масло индустриальное И-30А ГОСТ 20799-75.

Контроль масла, находящегося в корпусе редуктора осуществляется с помощью смотрового отверстия.

Список литературы

1. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. Т.1. М.: Машиностроение, 1992.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. Т.2. М.: Машиностроение, 1992.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. В 3-х томах. Т.3. М.: Машиностроение, 1992.

4. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие. М.: Издательский центр «Академия», 2003.

5. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. М.: Машиностроение, 1979.

6. Методические указания по оформлению расчетно-пояснительной записки к курсовому проекту по деталям машин. Хабаровск, издательство ХГТУ, 2000.

Размещено на Allbest.ru