Проектирование привода двухскоростного шнекового питателя (винтового конвейера)

прямозубой передачи, муфты и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле: .

Рис. 3. Кинематическая схема 2.

Схема 3.

КПД привода можно определить по формуле: , где    -  КПД ременной, цилиндрической прямозубой передачи, муфты и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле: .

Рис. 4. Кинематическая схема 3

1.4  Выбор кинематической схемы

Выбираем третью схему (рис. 4). 

КПД  данной схемы наибольший и составляет 84,2%.

При расчете частот вращения ошибка  не превышает 2,6%.

Ременная передача обеспечивает бесшумность работы, и самопредохранение от перегрузок, проскальзывания ремня (например, при заклинивании привода).

Прямозубая цилиндрическая передача проста в изготовлении.  При ее использовании практически отсутствуют осевые силы, что позволяет применять простые подшипниковые узлы, также с легкостью выполняется условие смазки.

Существуют также недостатки при применении этих передач, но перечисленные положительные качества перевешивают их.

1.5  Подбор двигателя

Для цилиндрического двухступенчатого редуктора наиболее рациональным оказывается передаточное отношение , которое обеспечивается электродвигателем с синхронной частотой вращения (табл. 1).

Выберем двигатель серии 4А закрытого обдуваемого исполнения 4А132М4УЗ, имеющего при синхронной частоте вращения 1500 мин^-1 следующие технические данные:

1.6  Уточним передаточное отношение привода редуктора по формулам:

Пользуясь соотношениями (1.4) и (1.5) подбираем стандартные значения передаточных отношений у быстроходной и тихоходной передачи.[1,стр.137]

Округляем до стандартных значений [1, стр. 137]

Корректируем передаточные отношения тихоходной передачи

1.7   Определяем частоты вращения и угловые скорости вращения на валах

Скорости на валах:

Скорость первого вала (вала двигателя): .

Скорость вращения второго вала: .

Скорость вращения третьего вала: .

Скорость вращения третьего вала (скорость вращения вала исполнительного органа):

1.8  Определяем крутящие моменты на валах.

Момент на первом валу (вал электродвигателя): , где  - мощность двигателя;  (n – частота вращения двигателя).

Момент на втором валу:

Момент на третьем валу:

Момент на четвертом валу:

2. Расчет зубчатых колес редуктора

2.1. Выбор материала для зубчатых колес

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 40ХН:

2.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [s_H]

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

 [1, с.167 – 173]

Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, коэффициент безопасности S_н = 1,1.

Быстроходная ступень:

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 280,

для колеса термообработка – улучшение, твердость НВ_к = 250.

σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·280 + 70 = 630 МПа;

σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа.

Коэффициент долговечности:

,

где N_НО –  базовое число циклов, которое определяется из графиков [1, рис. 8.40,а] и равно для шестерни N_НОш = 21,7·10⁶ , для колеса N_НОк = 17·10⁶;     N_HE – эквивалентное число циклов.

, где с = 1 –  число зацеплений;

n = n₂ = 729 мин^-1 скорость вращения (для шестерни);

n = n₃ = 182,29 мин^-1 скорость вращения (для колеса);

t  = 365×L×K_г×24×K_c = 365×2×0,8×24×0,1 =  1401,6 ч,

L = 2 – количество лет, которые работает установка,

К_г = 0,8, К_с = 0,1 – коэффициенты годового и суточного использования  соответственно;

При расчете на выносливость зубчатых колес, принято не учитывать перегрузки при которых число циклов переменных напряжений за полный срок службы <. Проверяем сколько циклов нагружения имеет передача при нагрузке T_max

Следовательно, перегрузки не учитываем.

Для шестерни:

,т.к результат получился меньше единице, то принимаем

.

Для колеса:

 

.

Тихоходная ступень:

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 250,

для колеса термообработка – улучшение, твердость НВ_к = 230.

σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·250 + 70 = 570 МПа;

σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·230 + 70 = 530 МПа.

Коэффициент долговечности:

,

где N_НО –  базовое число циклов, которое определяется из графиков [1, рис. 8.40,а] и равно для шестерни N_НОш = 17·10⁶ , для колеса N_НОк = 14·10⁶;     N_HE – эквивалентное число циклов.

, где с = 1 –  число зацеплений;

n = n₃ = 182,29 мин^-1 скорость вращения (для шестерни);

n = n₄₁ = 57,324 мин^-1 скорость вращения (для колеса);

n = n₄₂ = 76,272 мин^-1 скорость вращения (для колеса);

t  = 365×L×K_г×24×K_c = 365×2×0,8×24×0,1 = 1401,6 ч,

L = 2 – количество лет, которые работает установка,

К_г = 0,8, К_с = 0,1 – коэффициенты годового и суточного использования  соответственно;

Для шестерни (первой скорости):

 

Для колеса (первой скорости):

.

.

Для шестерни (второй скорости):

Все расчеты совпадают с расчетом для шестерни первой скорости.

Для колеса (второй скорости):

.

2.3. Расчет допускаемых напряжений изгиба [s_F]

Допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса рассчитаем по формуле:

 [1, с. 173 – 174]

где K_FC = 1 – коэффициент, учитывающий характер приложения нагрузки;

Y_R = 1,2 – коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности;

S_F = 1,75 –  коэффициент безопасности.

Быстроходная ступень:

Предел выносливости зубьев при изгибе:

σ_Foш = 1,8·НВ_ш = 1,8·280 = 504 Мпа;

σ_Foк = 1,8·НВ_к = 1,8·250 = 450 МПа.

Эквивалентное число циклов принимаем: N_FEш= N_HЕш = 53,68×10⁶; N_FEк= N_HЕк =13,42×10⁶.

Базовое число (для всех сталей):  N_FО = 4·10⁶.

Для шестерни:

Определим коэффициент долговечности

так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FLш = 1;

Для колеса:

так как результат получился меньше единицы, то принимаем К_FLк = 1;

Тихоходная ступень:

Предел выносливости зубьев при изгибе:

σ_Foш = 1,8·НВ_ш = 1,8·250 = 450 Мпа;

σ_Foк = 1,8·НВ_к = 1,8·230 = 414 МПа.

Эквивалентное число циклов принимаем: