Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.

Принять:

Типовой режим нагружения: 3.

Расчетный ресурс: 7 000 часов.

Изготовление в год: 1 шт.

 

Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочке Ft, кН: 4,5.

Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.

Число зубьев звездочки z: 7.

Ft=F1-F2; F2=0,25F1.

Принял

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Выбор двигателя [1].

Общий КПД привода: η = ηред · ηм · ηп

ηред - КПД редуктора.

ηред = ηцп2 · ηкп · ηп3

ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 - КПД закрытой конической передачи;

ηп = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,962 · 0,96 · 0,993 = 0,86

ηм = 0,98 - КПД муфты.

η = 0,86 · 0,98 · 0,99 = 0,83

Требуемая мощность двигателя:

Ртр = Рвых/ η = 1,8/0,83 = 2,2 кВт.

Рвых - мощность на тяговой звездочке.

Рвых = Ft · V = 4,5 · 103 · 0,4 = 1,8 кВт.

Кэ = 1 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.

Частота вращения тяговой звездочки [3].

V = , следовательно nвых =  =  = 27 об/мин.

nвых - частота вращения тяговой звездочки. V = 0,4 м/с - скорость тяговой цепи. Z = 7 - число зубьев тяговой звездочки. t = 125 мм - шаг цепи.

По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 - тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.

Ft = F1 - F2 = 4,5 кН., F2 = 0,25F1

Отсюда: F1 = 6 кН, F2 = 1,5 кН.

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4

Pдв = 3 кВт; nдв = 1440 об/мин.

Передаточное число редуктора [4].

Uред = U1 · U2 · U3 = nдв / nвых = 1440/27 = 53,3

U1 - передаточное число первой ступени;

U2 - передаточное число второй ступени;

U3 - передаточное число третьей ступени.

Примем: U1 = 4; U2 = 3,5; U3 = 3,8.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 1440 об/мин;

n2 = n1/U1 = 1440/4 = 360 об/мин;

n3 = n2/U2 = 360/3,5 = 102,8 об/мин;

n4 = nвых = 27 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1/30 = 3,14 · 1440/30 = 150,7 рад/с;

ω2 = πn2/30 = 3,14 · 360/30 = 37,7 рад/с;

ω3 = πn3/30 = 3,14 · 102,8/30 = 10,8 рад/с;

ω4 = ωвых = πn4/30 = 3,14 · 27/30 = 2,8 рад/с.

Мощности на валах:

Р1 = Рдв = 3 кВт; Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 3 · 0,96 · 0,99 = 2,85 кВт;

Р3 = Р2 · ηкп · ηп = 2,85 · 0,96 · 0,99 = 2,7 кВт;

Р4 = Р3 · ηцп · ηп = 2,7 · 0,96 · 0,99 = 2,6 кВт;

Рвых = Р4 · ηм · ηп = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,5 кВт;

Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1/ω 1 = 3/150,7 = 0,02 кН·м = 20 Н·м;

М2 = Р2/ω 2 = 2,85/37,7 = 0,076 кН·м = 76 Н·м;

М3 = Р3/ω 3 = 2,7/10,8 = 0,25 кН·м = 250 Н·м;

М4 = Р4/ω 4 = 2,6/2,8 = 0,93 кН·м = 930 Н·м;

Мвых = Рвых / ω 4 = 2,5/2,8 = 0,9 кН·м = 900 Н·м.

Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

Материал колес - сталь 45; термообработка - улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σ-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ1;

285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σ-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл.3.2 [4].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

NK6 = 573 · ω 4 · Lh = 573 · 2,8 · 7000 = 17,2 · 106 циклов;

NK5 = NK6 · U3 = 17,2 · 106 · 3,8 = 65,4 · 106 циклов.

NHO = 16,5 · 106 табл.3.3 [4] - число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При NK > NHO, коэффициент долговечности КНL = 1.

NFO = 4 · 106 - число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр.56 [4].

При NK > NFO, коэффициент долговечности КFL = 1.

[σ] H5 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ] H6 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ] F5 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ] F6 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

Расчет третьей ступени редуктора.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α3 = Кα (U3 + 1)  = 495 · (3,8 + 1)  = 201,5 мм.

Кα = 495 - для прямозубых передач, стр.135 [3].

КНβ = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем α3 = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α3 = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.

z5 = 2α3/m (U3 + 1) = 2 · 200/3 · (3,8 + 1) = 28

z6 = z5U3 = 28 · 3,8 = 106

d5 = m z5 = 3 · 28 = 84 мм

da5 = d5 + 2m = 84 + 2 · 3 = 90 мм

dt5 = d5 - 2,5m = 84 - 2,5 · 3 = 76,5 мм

d6 = m z6 = 3 · 106 = 318 мм

da6 = d6 + 2m = 318 + 2 · 3 = 324 мм

dt6 = d6 - 2,5m = 318 - 2,5 · 3 = 310,5 мм

b6 = ψва · α3 = 0,4 · 200 = 80 мм

b5 = b6 + 5 = 80 + 5 = 85 мм

Окружная скорость:

V3 =  =  = 0,45 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].

Коэффициент формы зуба: уF5 = 3,9, уF6 = 3,6, стр.42 [1].

[σF5] / уF5 = 294/3,9 = 75,4 МПа; [σF6] / уF6 = 256/3,6 = 71 МПа

71<75,4 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: Ft5 = Ft6 = 2М3/d5 = 2 · 250/0,084 = 5952 H

радиальное: Fr5 = Fr6 = Ft5 · tgα = 5952 · tg 20° = 2166 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF6 = Ft6 · КF · уF6/b6 · m = 5952 · 1,14 · 3,6/80 · 3 = 101,8 МПа< [σ] F6 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН6 =  =  = 474 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 стр.32 [1] ; КНβ = 1 табл.3.1 [1] ; КНV = 1,05 стр.32 [1].

σН6 < [σ] Н6

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена. ............