Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу (при заданих F, V та D)

1.1.Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент на валу барабана.

= FV =2750 8800Вт

= = =18

= = = 171

T4 = = =488 Нм

изначаємо загальний ККД приводу

ŋ= · ·

де = 0.99 (табл. 1.1 ) – ККД пари підшипників;

= 0.97 (табл. 1.1 ) – ККД зубчастої пари;

= 0.90 (табл. 1.1 ) – ККД ланцюгової передачі;

ŋ = 0.97 0.90= 0.847

1.3. Визначаємо потрібну потужність двигуна

= = =10389 Вт

1.4. За потрібною потужністю підбираємо асинхронний трифазний короткозамкнутий закритий обдувний двигун (табл. 1.2 ) з нормальним пусковим моментом за ГОСТ 19523-81 тип 4А16054У3 з потужністю =11кВт і асинхронною частотою обертання =1460

1.5. Визначаємо загальне передаточне відношення приводу

I= = = 8.53

Передаточне відношення редуктора приймаємо стандартним згідно з рекомендацією за формулою 1.5 , табл. 1.3 , =3.55.

Тоді передаточне відношення ланцюгової передачі

= = =2.40

1.6.Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент валів

1.6(1).Ведучий вал редуктора

= =10389 Вт

= = 1460

= = =152.81

T1= = = 67.9Нм

1.6.(2). Ведений вал редуктора, він же ведучий для ланцюгової передачі

= 10389 0.99² 0.97= 9876 Вт

= 411

= =43

T2 = T3 = = = 229 Нм

2. Розрахунок зубчастого зачеплення редуктора.

2.1. Вибираємо марку матеріалу та хіміко-термічну обробку зубів.

Використовуючи табл. 2.1. [2], призначаємо наступні матеріали:

Шестерня - сталь 40хН, термообробка – покращення. Діаметр заготовки до 150 мм, твердість НВ1 =280. Зубчате колесо – сталь 30 ХГС, термообробка – покращення. Діаметр заготовки колеса більше 140 мм, твердість НВ2 =250. Допустимі контактні напруження обчислюються за формулою

Де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів змін напружень. Для вуглецевої сталі

+70

1 – коефіцієнт довговічності роботи, при числі циклів навантаження більше базового.

,1- коефіцієнт безпеки при контактній деформації, заготовка – поковка.

Для шестерні

Н/мм

Для колеса

Н/мм

Розрахункові допустимі напруження.

Н/мм

Необхідна умова виконана, так як

490 ≤ 1.23 ∙ 518

490 Н/мм² ≤ 637 Н/мм²

2.2 Розміри зубчастого зачеплення.

2.2.1 Міжосьова відстань.

де К = 43 – коефіцієнт, який враховує конструкцію зубчастих коліс та їх матеріал, косозуба передача, матеріал – сталь.

К =1,2 – коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень по довжині контактної лінії за табл. 2.2 [2].

Симетрію розташування зубчастих коліс порушує наявність зірочки ланцюгової передачі на вихідному кінці вала.

для косозубих передач

Згідно з ГОСТ 2185-66 (табл..2.3 [2]) приймаємо Ψ_ba= 0,50

Передаточне відношення для зубчатої передачі

ί _р = 3.55

Тоді

мм

Отримане значення міжосьової відстані приймаємо відповідно до

ГОСТ 2185-66 (табл.. 2.4 [2])

а =112 мм

2.2.2 Модуль зачеплення визначаємо згідно з рекомендаціями

= (1.12 …2.24) мм

Відповідно до ГОСТ 9563-60 (табл..2.5[2]) приймаємо нормальний модуль зачеплення

мм.

2.2.3 Кількість зубів та кут нахилу зубів.

Попередньо приймаємо кут нахилу зуба β=10 , і визначаємо число зубів шестерні та колеса.

Приймаємо 24; 86

Визначаємо дійсне передаточне число.

Уточнюємо значення кута нахилу шестерні і колеса.

2.2.4 Діаметри ділильних кіл.

мм

мм

Перевірка:

мм

2.2.5 Діаметри вершин зубів.

мм

мм

2.2.6 Ширина зубчастих коліс (узгоджуємо з рядом R_a 40,

табл.4.2. [2]).

b₂ = Ψ_ba ∙ a = 0,50 ∙ 112 = 56 мм

b₁ = b₂ +(3 … 5) = 56 + 4 =60 мм

60 мм

2.2.7 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру.

мм

2.2.8 Колова швидкість.

м/с

2.2.9. Призначаємо ступінь точності передачі. Згідно з ГОСТ1643 – 81

за табл.. 2.6. [2] призначаємо 8- му ступінь точності.

2.3. Перевірочний розрахунок на контактну деформацію.

Контактні напруження

Н/мм

де К_н – коефіцієнт навантаження.

К_н = К_на∙ К_нβ ∙ К_нν

К_на = 1,09 – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами зубчатого колеса. Табл. 2.7[2].

К_нβ = 1,15 - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантажень по довжині контактної лінії. Вибираємо для несиметричного розташування зубчатих коліс, тому що симетрію порушує зірочка ланцюгової передачі на веденому валі. Табл.. 2.8[2].

К_нν = 1.00 –динамічний коефіцієнт. Табл.. 2.9 [2].

К_н = 1,09 ∙ 1,15 ∙ 1,00 = 1,3

Н/мм

Відхилення

Висновок: так як Н/мм < Н/мм , то умова міцності на контактну витривалість виконана.

2.4 Сили, які діють в зачепленні:

колова сила.

Н

радіальна сила

Н

осьова сила

Н

2.5 Перевірочний розрахунок зубчастих коліс на згинальну витривалість.

2.5.1 Розрахункові коефіцієнти.

коефіцієнт навантаження.

Де коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами. Для одноступінчатих циліндричних редукторів

- коефіцієнт розподілення навантаження по довжині контактної лінії, за табл..2.10

динамічний коефіцієнт за табл.. 2.11

К_Fε = 0,92 – коефіцієнт осьового перекриття, для коефіцієнту перекриття ε = 1,5 та 8-ї ступені точності передачі за табл.2.12 [2] К_Fε = 0,92.

2.5.2 Коефіцієнт форми зуба.

коефіцієнт, що враховує форму зуба.

Еквівалентна кількість зубів.

Шестерні.

Колеса

Згідно з рекомендаціями табл.2.13 то

2.6 Допустимі напруження на згин

Де - границя витривалості, що відповідає базовому числу циклів по табл.. 2.14

НВ

Для шестерні

Н/мм

Для колеса

Н/мм

коефіцієнт безпеки.

коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу по табл.. 2.14 .

коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчастого колеса для поковок за табл.2.15 .

Допустимі напруження для шестерні.

Н/мм

для колеса

Н/мм

2.7 Порівняльна характеристика міцності зуба.

Знаходимо відношення

Для шестерні

Н/мм

Для колеса

Н/мм

Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.

2.8 Коефіцієнт нахилу зуба на згин.

2.9 Перевіряємо міцність зуба за умовою міцності на згин.

Н/мм

≤

Висновок: так, як Н/мм ≤ Н/мм , то умова міцності на згибну витривалість виконана.

3 Розрахунок ланцюгової передачі.

3.1 Вибір ланцюга.

Для привода конвеєра вибираймо однорядний втулково-роликовий ланцюг ГОСТ 13568-75 табл. 3.8

3.2 Кількість зубів зірочок ланцюгової передачі:

ведучої зірочки.

веденої зірочки

Приймаємо

Z =26 Z =62

Уточнюємо передаточне число

3.3 Визначення розрахункових коефіцієнтів

коефіцієнт експлуатації;

1.25 - коефіцієнт динамічний табл.3.1 ;

коефіцієнт впливу міжосьової відстані на міцність ланцюга, табл.3.2 ;

коефіцієнт впливу нахилу передачі на міцність ланцюга, при горизонтальному розташуванні за табл.3.3 ;

коефіцієнт впливу метода регулювання натягу ланцюга, при періодичному регулюванні за табл.3.4 ;

коефіцієнт впливу метода мащення ланцюга на міцність ланцюга, при періодичному мащенні за табл.3.5 ;

коефіцієнт впливу періодичності роботи на міцність ланцюга, при роботі в дві зміни за табл.3.6 .

3.4 Визначаємо шаг ланцюга

мм

де - питомий допустимий тиск в шарнірах ланцюга, попередньо приймаємо для ланцюга з шагом 19.05 мм за. табл.3.7

За таблицею 3.8 приймаємо однорядний ланцюг ПР- 38,1-127 ГОСТ 13568-75, для якого

мм – шаг ланцюга

кН. – руйнуюче навантаження

кг/м – вага 1м ланцюга

мм - опорна площа тиску в шарнірі ланцюга.

3.5 Швидкість ланцюга

м/с

3.6 Колова сила

Н

3.7 Тиск в шарнірах ланцюга

Н/мм²

Визначаємо по табл. 3.7 уточнений допустимий тиск в шарнірах для обраного ланцюга.

Висновок: так як =11.6 Н/мм² < Н/мм², то умова невитискання мастила з шарнірів ланцюга забезпечена.

3.8 Кількість ланок ланцюга

де = ; згідно з рекомендаціями, наведеними в табл.3.2

приймаємо відношення

Кількість ланок

L_t=2^.50 + 0.5(26+70)+ = 144.65

Приймаємо кількість ланок парне число

L_t=144

3.9 Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі

мм

Для вільного провисання ланцюга можливе зменшення міжосьової відстані на 0.4%

мм

3.10 Діаметри ділильних кіл зірочок

мм

мм

3.11 Сили, що діють на ланцюг:

колова визначена раніше

Н

від сили інерції

Н

від провисання

Н

де - коефіцієнт, враховуючий розташування ланцюга, по табл..3.9[2].

Розрахункове навантаження на вали

Н

3.12 Перевіряємо коефіцієнти безпеки ланцюга

Отримане значення коефіцієнта безпеки порівнюємо з нормативним.

Нормальний коефіцієнт безпеки табл. 3.10

Висновок: Умова міцності ланцюга витримана.

Дата добавления: 2015-08-31