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

N_дв = ψ ·Р·V/ η_пр

где η_пр – КПД привода

ψ – коэффициент запаса, принимаем равным 1.05,

η_пр = η_рп · η_зп · η_п

где η_рп = 0,9 – КПД ременной передачи по [1]

η_шп = 0,96 – КПД зубчатой передачи, [1].
η_п = 0,99ⁿ – КПД подшипников, где n- число пар подшипников.

На схеме 3 пары, т.е.:

η_п = 0,99³ = 0,97

тогда:

η_пр = 0,9 · 0,96 · 0,97 = 0,83
Мощность электродвигателя

N_дв = 1,05 ·6500·0,7/0,83 = 5756 Вт =5,7 кВт

По [2] принимаем трехфазный двигатель серии А4

4A132M8 (ГОСТ 20459-87)

N_дв = 7,5 кВт; n_дв = 750 об/мин
Определяем передаточное число привода:

Угловая скорость барабана

ω_б =2V/D = 2·0,7/0,18 = 7,4 рад/с

Вал двигателя

ω_дв = π n / 30 = 3,14 · 750 / 30 = 78.5 рад/с

Передаточное число привода

u_пр = ω_дв / ω_б = 78,5/7,4 = 10,6
В свою очередь передаточное число привода можно выразить как

u_пр = u_рп · u_зп ,

где

u_рп - передаточное число ременной передачи

u_зп - передаточное число зубчатой передачи редуктора

По [1] таб1,1 принимаем u_зп = 3 тогда

u_рп = u_пр/u_зп = 10,6/3 = 3,53
Угловая скорость валов привода

Вал двигателя

ω_дв = π · n / 30 = 3,14·750 / 30 = 78.5 рад/с

Входной вал редуктора

ω_вх = ω_дв / u_рп =78,5 / 3,53 =22,2 рад/с

Выходной вал редуктора (соединен с валом барабана)

ω_вых = ω_вх / u_шп = 22,2 / 3 =7,4 рад/с
Моменты на валах привода

М₁ = N_п / ω_дв = 5756 / 78,5 = 73 Нм

Входной вал редуктора

М_вх = М₁ · η_рп · η_п · u_рп = 73 · 0,9 · 0,99 · 3,53 = 230 Нм

Выходной вал редуктора

М_вых = М_вх · η_зп · η_п · u_зп = 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

[s_H] = (2HB+70)K_HL/[S_H]=(2×210+70)1/1,1=445 МПа

K_HL=1–коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации

[S_H] = 1,1 коэффициент безопасности
Допускаемые изгибные напряжения

[s_F] = 1,8HB/[S_F]

[S_F] = [S_F]'[S_F]''=1×1,75=1,75–коэффициент безопасности

[S_F]'=1,75-коэффициент нестабильности свойств материала

[S_F]''=1- коэффициент способа получения заготовки

шестерня [s_F]₁ = 1,8×230/1,75 = 237 МПа

колесо [s_F]₂ = 1,8×210/1,75 = 216 МПа
Внешний делительный диаметр колеса
,
где K_d = 99,0 – для прямозубых передач

_bR = 0,285 – коэффициент ширины венца

K_HB = 1,3 – при консольном расположении колес .
= 356,2 мм

Принимаем по ГОСТ 12289–766 d_e2 = 360 мм
Принимаем число зубьев шестерни z₁= 20, тогда число зубьев колеса

z₂=z₁u = 20×3 = 60,

Внешний окружной модуль

m_е = d_e2/z₂ = 360/60 = 6 мм
Углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 3  ₁ = 17^o 36`,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 17^o36’ = 72^o 24`.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

= 0,56(20² + 60²)^1/2 = 185 мм,

b = y_bRR_e = 0,285×185 = 46 мм

Внешний и средний делительный диаметры шестерни

d_е1=m_еz₁= 6×20 =120 мм

d₁ =2(R_е-0,5b)sind₁ = 2(185–0,5×52,7)sin17^o36` = 108 мм.

Средний окружной модуль

m = d₁/z₁ =108/20 = 5,4 мм

Средний делительный диаметр колеса

d₂ = mz₂ = 5,4×6 = 340 мм

Коэффициент ширины шестерни y_bd = b/d₁ = 60/108= 0,56
Уточняем коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,22×1,05 =1,28

K_Hα= 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

K_Hβ = 1,22–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца

K_Hv = 1,05 – динамический коэффициент .
Расчетное контактное напряжение

=
=412,2 МПа

• 
  Условие s_Н < [s_Н] выполняется
  

Силы действующие в зацеплении:
окружная

F_t= 2T₂/d₂ = 2×657×10³/340 = 3864 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_ttga cosd₁ = 3864tg20^оcos17^o36` = 1339 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = F_ttga sind₁ = 3864×tg20^osin17^о36` = 424 H


Проверка зубьев по напряжениям изгиба расчетное изгибное напряжение

s_F =F_tK_FY_F/Jbm

J=0,85

Y–коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев :

z_v= z/cosd

при z₁= 20 → z_{v1 =} 20/(cos17º36`)= 21 → Y_{F1 =} 4,05

при z₂= 60→ z_{v2 =} 60/(cos72º24`) = 64 → Y_{F2 =} 3,6

отношение [s_F]/Y_F

шестерня [s_F]₁/Y_F1 = 237/4,05 = 58,5 МПа

колесо [s_F]₂/Y_F2 = 216/3,6 = 60,0 МПа
т.к. [s_F]₂/Y_F2 > [s_F]₁/Y_F1 то расчет ведем по зубьям шестерни.

коэффициент нагрузки

K_F = K_FβK_Fv = 1,3×1,15 = 1,5

K_Fβ = 1,30–коэффициент концентрации нагрузки

К_Fv = 1,15–коэффициент динамичности

s_F1 = 3864×1,50×4,05/0,85×46×5,4 = 87 МПа

• 
  Условие s_F1 < [s_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:

d_вх = = 38,3 мм.

Принимаем стандартное значение d = 40 мм.

б) Выходной вал редуктора:

М_вых = 657 Нм

d_вых = = 57.2 мм.

Принимаем стандартное значение d = 60 мм.

Стандартное значение соответствует диаметру внутренней поверхности подшипника. По этому размеру из [1] стр. 84 принимаем подшипники.

для  40 –67208 ГОСТ 833-75

для  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  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 =

[]_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.