Геометрические характеристики электродвигателя, мм

Кинематическо – силовой расчёт привода

 

Рис. 1. Привод цепного транспортёра

1. Электродвигатель; 2. Передача с зубчатым ремнем; 3. Редуктор; 4. Муфта; 5. Приводной вал транспортёра с тяговым барабаном; 6.Плита или рама 7. Лента транспортёра

 

1.1. Определяем мощность и частоту вращения на выходном валу

 

(1)

 

где Р_вых – мощность на выходном вале привода, кВт;

F_t – тяговое усилие на приводном барабане, Н;

V – скорость ленты транспортёра, м/с

 

 

(2)

 

где n_вых – частота вращения выходного вала привода, мин^-1;

D – диаметр приводного барабана, м

 

1.2. Определяем требуемую мощность двигателя

(3)

где Р_эд^тр – требуемая мощность электродвигателя, кВт;

h_S – коэффициент полезного действия привода (см. [1], стр. 5)

 

(4)

 

где h_м – коэффициент полезного действия муфты;

h_кп –коэффициент полезного действия конической передачи;

h_зр – коэффициент полезного действия зубчатой ременной передачи;

h_по – коэффициент полезного действия подшипниковой опоры

 

_кп=0,95; _зр=0,94; _м=0,98; _по=0,99;

 

Предварительно выбираю электродвигатель 100L6/945

Теперь, в соответствии с данными [1], табл. 24.9, по условию (1) выбираем электродвигатель серии АИР, типоразмер 100L6, исполнение IM 1081 по ТУ 16525/564-84, стандартная мощность которого Р_эд = 2,2 кВт, частота вращения вала n_эд = 945 мин^-1. Эскиз выбранного двигателя представлен на рис. 1. Значения его геометрических параметров сведены в табл. 1.

 

Рис. 2. Эскиз электродвигателя привод

Таблица 1

Геометрические характеристики электродвигателя, мм

d1

11

l30

b1

h1

d30

l10

l31

d10

b10

h

h10

h31

 

1.3. Определяем общее передаточное отношение привода и производим его разбивку по ступеням.

(5)

где n_эд – частота вращения вала электродвигателя, мин^-1

 

 

(6)

 

 

1.4. Определяем частоты вращения валов привода

Для быстроходного:

(7)

 

где n_быс – частота вращения быстроходного вала редуктора

для тихоходного

(8)

 

где n_тих – частота вращения тихоходного вала редуктора

 

n_вых = n_тих = 48,50.

 

1.5. Определяем мощности, передаваемые валами привода

 

(9)

 

где Р_тих – мощность, передаваемая тихоходным валом редуктора, кВт

 

 

где P_быст– мощность, передаваемая быстроходным валом редуктора, кВт

 

(10)

 

 

(11)

где Р_эд – мощность, передаваемая валом электродвигателя, кВт

 

 

 

1.6. Определяем вращающие моменты на валах привода

 

(12)

 

где Т_эд – вращающий момент на валу электродвигателя, Н×м

 

(13)

 

где Т_быст – вращающий момент на быстроходном валу редуктора, Н×м

 

 

(14)

 

где Т_тих – вращающий момент на тихоходном вале редуктора, Н×м

 

 

(15)

 

где Т_вых – вращающий момент на выходном вале привода, Н×м

 

 

Проверяем полученное значение Т_вых:

 

(16)

 

.

 

2 Проектный расчет конической зубчатой передачи

Исходные данные:

Вращающий момент на тихоходном (выходном) валу Т₂ = Т_тих = 324,87;

Круговая частота вращения тихоходного вала n₂ = n_тих = 48,5мин^-1;

Передаточное отношение U = i_ред = 4,87;

Время работы (долговечность или ресурс) L = 20000 час;

Номер типового режима нагружения N_R = 0;

Коэффициент перегрузки ;

где - отношение максимального (пускового) момента на валу электродвигателя привода к номинальному моменту К_п = 2,2;

Наличие реверса нет;

Тип передачи прямозубая, β = 0.

 

2.1 Выбор материала шестерни и колеса

Считая проектируемую передачу средненагруженной и выпускаемой малой серией, выбираем согласно рекомендациям работы в качестве материала для изготовления шестерни и колеса сталь 45 с термической обработкой – улучшение. При этом для материала шестерни назначаем большую твердость , чем для материала колеса .

Средние твердости материалов шестерни и колеса в этом случаи составляют и . Пределы их текучести равны _Т1 = 650 МПа и _Т2 = 540 МПа, а допустимые размеры сечений заготовок шестерни

D = 80 мм. и колеса S = 80 мм.

 

2.2 Определяем доп ускаемые напряжения в передачи

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса

В соответствии с рекомендациями [2] таблице 2 определяем длительные пределы контактной выносливости материалов шестерни и колеса

(17)

(18)

 

 

При значение коэффициентов безопасности при расчетах на контактную выносливость S_H1= S_H2 = 1,1.

Исходя из формулы рассчитываем базовые числа циклов

где подставляется в единицах твердости НВ

 

(19)

 

(20)

 

Согласно формуле , вычислим эквивалентные числа циклов нагружения

где и , число циклов нагружения зубьев за срок службы колеса;

– круговая частота вращения шестерни;

n₃ = 1 - число вхождений в зацепление с рассчитываемым колесом;

коэффициент эквивалентности, учитывающий переменность нагрузки при расчетах на контактную выносливость, определяется для типовых режимов нагружения при в соответствии с рекомендациями [2] таблице по таблице 3.

 

 

(21)

 

. (22)

 

2.2.2 Рассчи тываем коэффициент долговечности

 

(23)

 

(24)

 

Принимаем .

 

Согласно рекомендациям [2] раздела 2.2.1 предварительно принимаем следующие значения коэффициентов, учитывающих шероховатость сопряженных поверхностей зубьев и влияние окружной скорости в передаче

и .

2.2.3 Рассчитываем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса

 

(25)

 

. (26)

 

2.2.4 Допускаемое контактное напряжение в передаче

(27)

 

2.2.5 Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

В соответствии с рекомендациями [2] по таблице 4 определяем длительные пределы изгибной выносливости материалов шестерни и колеса.

(28)

(29)

 

 

Значе ния коэффициентов безопасности при расчетах на контактную выносливость принимаем в соответствии с рекомендациями [2] по таблице 4:

Базовые числа циклов для шестерни и колеса одинаковы и составляют

 

 

2.2.6 Определяем эквивалентные числа циклов нагружения

 

(30)

 

(31)

 

где коэффициент эквивалентности при , в соответствии с рекомендациями [2] принимается по таблице 4.

 

2.2.7 Определяем коэффициенты долговечности

 

(32)

 

так как , то принимаем

Так как коэффициент долговечности и для шестерни и для колеса равен 1, то принимаем:

;

;

;

.

2.2.8 Определяем допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

 

(33)

где коэффициент безопасности, в соответствии с рекомендациями [2] принимается по таблице 4

 

 

 

2.2.9 Определяем допускаемые напряжения при максимальной (пиковой) нагрузке

(34)

 

где меньший из пределов текучести материала шестерни или колеса.

 

2.2.10 Определяем допускаемое напряжение изгиба и

 

(35)

где коэффициент запаса прочности;

коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки, в случаи единичных перегрузок, принимаем ;

для нормализованных и улучшенных зубчатых колес

 

.

 

2.3 Вычисление основных конструктивных параметров передачи

2.3.1 Определим примерный диаметр внешней делительной окружности

мм, (36)

где вращающий момент на валу шестерни в Нм;

 

 

коэффициент полезного действия конической передачи;

передаточное число;

и числа зубьев шестерни и колеса;

К – эмпирический коэффициент, принимаем в соответствии с рекомендациями [2] по таблице 6 К = 30;

коэффициент характеризующий при расчетах на контактную выносливость особенности конструкции конической передачи, в соответствии с рекомендациями [2] принимается по таблице 6:

 

; (37)

 

Нм; (38)

 

(39)

 

2.3.2 Определяем значение окружной скорости на среднем делительном диаметре шестерни

; (40)

 

.

 

В соответствии с рекомендациями [2] по таблице 7 назначаем 7 степень точности ().

 

2.3.3 Диаметр внешней делительной окружности шестерни

; (41)

 

; (42)

 

2.3.4 Для определения рассчитаем коэффициент шестерни

 

; (43)

 

.

 

2.3.5 Определяем значение коэффициента для конических колес с прямыми зубьями, в соответствии с рекомендациями [2] по таблице 8.

;

.

2.3.6 Определяем значение коэффициента нагрузки

 

; (44)

.

2.3.7 Уточняем значение диаметра внешней делительной окружности шестерни

; (45)

 

.

2.3.8 Число зубьев шестерни и колеса

2.3.8.1 Определяем модуль передачи

; (46)

; (47)

 

;

 

;

принимаем ;

применяем из [1] по таблице 2.9;

коэффициент учитывающий неравномерность распределения

 

напряжений у оснований зубьев по ширине зубчатого венца

; (48)

;

;

;

b – ширина зубчатого венца

; (49)

.

2.3.8.2 Определим внешнее конусное расстояние

; (50)

.

2.3.8.3 Определим угол делительного конуса шестерни

; (51)

.

2.3.8.4 Определяем числа зубьев

Для шестерни ; (52)

;

Принимаем ;

Для колеса ; (53)

;

Принимаем .

 

2.4 Фактическое передаточное число

. (54)

 

2 .4.1 Определяем погрешность передаточного числа

. (55)

 

2.4.2 Определяем внешний торцевой модуль (окружной)

; (56)

 

.

 

2.4.3 Определяем нормальный модуль в среднем сечении зуба по ширине зубчатого венца

; (57)

;

Принимаем .

 

2.4.4 Уточняем внешний торцевой модуль

; (58)

 

.

 

2.5 Определяем окончательные значения размеров передачи

2.5.1 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса

; (59)

;

. (60)

 

 

2.5.2 Определяем внешнее конусное расстояние

; (61)

 

.

 

2.5.3 Определяем ширину зубчатого венца

; (62)

.

2.5.4 Определяем диаметры внешних делительных окружностей зубьев шестерни и колеса

; (63)

;

; (64)

.

2.5.5 Определяем диаметры внешних окружностей вершин зубьев шестерни и колеса

; (65)

коэффициенты радиального смещения для шестерни и колеса

 

; (66)

 

; (67)

 

; (68)

.

 

2.5.6 Определяем среднее конусное расстояние

; (69)

. (70)

 

2.5.7 Определяем диаметры средних делительных окружностей зубьев шестерен и колеса

; (71)

;

; (72)

.

 

2 .6 Определяем размеры заготовок шестерни и колеса

Для шестерни

; (73)

;

. (74)

Для колеса

; (75)

;

;

; (76)

;

.

Неравенства для колеса и шестерни верны. Следовательно, выбранный материал колеса и шестерни, и способ их термической обработки оставляем без изменений.

 

2.7 Определяем силы, действующие в зацеплении передачи

2.7.1 Определяем окружную силу на диаметре средней делительной окружности шестерни

; (77)

 

.

 

2.7.2 Определяем радиальную силу на шестерне

 

; (78)

 

.

 

2.7.3 Определяем осевую силу на шестерне

 

; (79)

 

.

 

2.8 Проверочный расчет передачи на усталостную контактную прочность

2.8.1 Определяем действительное значение окружной скорости в передачи

; (80)

 

;

 

; (81)

 

.

 

2.8.2 Проверяем неравенство

 

; (82)

 

; (83)

 

.

 

2.9 Провер очный расчет передачи на усталостную прочность по напряжениям изгиба зубьев ее колес

; (84)

 

;

 

; (85)

 

в соответствии с рекомендациями [2] табл.13 принимаем, при , твердости и V = 0,64 м/с м/с.

 

; (86)

 

;

 

.

 

2.9.1 Определяем значение коэффициентов

 

; (87)

 

;

; (88)

 

;

 

; (89)

 

 

;

 

; (90)

 

.

 

2.10 Проверочный расчет передачи на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

; (91)

 

;

 

; (92)

 

;

 

; (93)

 

.