Энергетический и кинематический расчет привода. Расчет зубчатой передачи. Расчет открытых передач

1. Энергетический и кинематический расчет привода.

1.1. Исходные данные.

– окружное усилие на барабане;

V = 0,85 м/с – скорость движения ленты;

D_б = 225 мм – диаметр барабана.

1.2. Выбор электродвигателя.

1.2.1. Определение потребляемой мощности привода.

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) для ленточного конвейера опре­деляют по формуле

1.2.2. Определение потребляемой мощности электродвигателя.

,

где – общий КПД привода, определяемы как произведение КПД: 2 муфт , зубчатой конической передачи ,  зубчатой цилиндрической передачи  и 3 пар подшипников качения .

,

это значение округляем до ближайшего большего стандартного, т.е.

1.2.3. Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя.

               Определяем произведением оптимального значения передаточных чисел конической  и цилиндрической  зубчатых передач привода  и заданной частоте вращения приводного вала конвейера

Частоте вращения приводного вала ленточного конвейера определяется по формуле

По требуемым мощности  и частоте вращения  я выбрал  электродвигатель АИР112МА6

Номинальная частота вращения вала

1.3. Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням.

,  где u – общее передаточное число.

Рекомендуемые значения передаточных чисел для тихоходной ступени

Рекомендуемые значения передаточных чисел для быстроходной ступени

Полученные передаточные числа отдельных ступеней редуктора привожу к стандартным значениям по СТ СЭВ 227-75: , .

1.4. Определение кинематических и силовых характеристик на валах привода.

1.4.1 Определение частоты вращения валов.

Частота вращения I и II валов равны номинальной частоте вращения электродвигателя, так как между ними нет передач, т.е.

Частота вращения III вала равна отношению частоты вращения II к передаточному числу быстроходной передачи

Частота вращения IV вала равна отношению частоты вращения III к передаточному числу тихоходной передачи

Частота вращения вала барабана равна частоте вращения IV вала.

1.4.2. Определяем угловые скорости валов.

Угловые скорости определяться по формуле

.

Угловая скорость I и II валов

Угловая скорость III вала

Угловая скорость IV вала и вала барабана

1.4.3. Определяем крутящие моменты на валах.

Для определения крутящего момента на I валу будем использовать формулу

Крутящие моменты на остальных валах определяются произведением крутящего момента на предыдущем валу, передаточного числа между ними и КПД передач, муфт и подшипников на валах.

1.4.4. Определяем мощность на валах.

Для определения мощности на валах будем использовать формулу

Соответственно для каждого вала мощность равна:

 

Все значения занесём в таблицу1.1.

Таблица 2.1. Кинематические данные редуктора

3. Расчет зубчатой передачи

3.1.Выбираем сталь 40Х для колеса и шестерни.

 Термическая обработка – улучшение. НВ=235÷262, НВ_ср=0,5(235 ÷262)=248,5 – это для  колеса. Для шестерни – улучшение и закалка ТВЧ. HRC - 45÷50. HRC_ср=0,5(45÷50)=47,5 ([1], с.9).

3.2. Допускаемые напряжения.

Определяю допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба отдельно для ко­леса [s]_Н2 и  [s]_F2 и шестерни  [s]_Н1 и  [s]_F1 по формулам   В этой формуле - коэффициент долговечности при расчёте по контактным напряже-ниям;  - коэффициент долговечности при расчёте по изгибу.

Находим действительное число циклов перемены напряжений для колеса , где - время работы передачи. , к=0,5 – для конвейера.

. циклов.

Для шестерни  циклов.

N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости       ([3], табл. 3.3., с.51)

N_H02 =16,5 млн циклов;

Определяем коэффициенты долговечности

Допускаемые напряжения, соответствующие числу циклов перемены напряжений,        ([1], табл. 2.2., с.12).

для колеса

для шестерни  (пологая, что модуль m<3);

Так как имеем зубчатую передачу (прямозубую, цилиндрическую), то вместо  в рас-чет­ную формулу подставляем наименьшее из  и , то есть .

3.3. Межосевое расстояние

, где  - вспомогательный коэффициент; для прямозубых колёс =49,5;

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимают в зависимости от коэффициента , где  при симметричном расположении колёс относи-тельно опор ([1], с.13).

(из стандартного ряда).

3.4. Предварительные размеры колеса.

Делительный диаметр равен

ширина венца

3.5. Модуль передачи где=6,8 для прямозубых колес;=168,96 МПа мень­шее из  и .

, . Пусть m=2.

3.6. Угол наклона и суммарное число зубьев.

 Суммарное число зубьев .

3.7. Число зубьев шестерни и колеса.

 для прямозубых колес ([1], с.14). . Число зубьев внеш-него зацепления

3.8. Фактическое передаточное число.

Определим отклонение фактического числа от заданного

 

3.9. Диаметры колес.

Делительные диаметры: шестерни  

                                           колеса

Диаметры окружностей вершин и впадин (d_a и d_f соответственно):                                       шестерни                     колеса

3.10. Пригодность заготовок колес.

 

рис.2.

Чтобы получить при Т.О. принятые для расчета механические характеристики материала колес, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Условие пригодности заготовок колес

Для цилиндрической шестерни

Для колеса с выточками

Принимаем меньшее из этих значений ([1], табл. 2.1., с.10).

44<125 мм – условие выполняется; 16<125 мм – условие выполняется.

3.11. Силы в зацеплении.

 Окружная сила  

радиальная

осевая

3.12. Проверка зубьев по напряжениям изгиба.

 - расчетное напряжение изгиба для колеса;

 - расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни.

 - для прямозубых колес;

Из табл. 2.4. ([1], с.19) найдем степень точности в зависимости от окружной скорости вра-щения колеса Для данной скорости степень точности передачи равна 8.

Коэффициент  вычисляем так:

Коэффициент  принимаем по табл. 3.7.([2], с.43):

, для прямозубых колес при твердости зубьев ≤350 НВ, принимаем 1,4.

принимаем по . Учитывая, что число зубьев колеса , то . То­гда из табл. 2.6. ([1], с.16) .

 – коэффициент формы зуба;

 – коэффициент динамичности (учитывает динамическое действие нагрузки);

  – коэффициент концентрации нагрузки (учитывает неравномерность распределения на­грузки по длине зуба);

 – коэффициент наклона зубьев;

 – коэффициент распределения на­грузки между зубьями.

 

Эти напряжения на изгиб меньше допускаемых. Следовательно, прочность на изгиб колес обеспечена.

3.13. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетные напряжения , оно должно быть

, где  – коэффициент распределения нагрузки между зубьями (для прямозу-бых колес =1,0);

 – коэффициент концентрации нагрузки. =1,11;

 – коэффициент динамичности нагрузки.

что меньше МПа.

4. Расчет открытых передач.

4.1. В моем случае открытой передачей является ременная передача, причем ремень клиновой.

По номограмме ([3], с.83) провожу выбор сечения ремня. Исходя из того, что мощность двигателя  Р_дв=2,2 кВт и n₁= 1425 мин^-1 , выбираю ремень клиновой нормального сечения А.

4.2. Определение минимального допускаемого диаметра ведущего шкива.

Из табл. ([3], с.84) следует, что . В целях повышения срока службы ремня бе-ру диаметр шкива на два порядка (размера) выше из стандартного ряда .

4.3. Определение диаметра ведомого шкива.

 – коэффициент скольжения. .

 Из стандартного ряда:

4.4. Ориентировочное межосевое расстояние: , где h – высота сечения ремня.

               .

4.5. Фактическое передаточное число

 

2%<3% – условие выполняется.

4.6. Расчетная длина ремня.