Проектирование привода моечного барабана (мощность на валу смесителя - 4 кВт, срок службы привода - 5 лет)

2.Исходные данные

Исходные данные	Разм.
Мощность на валу барабана, Р	кВт	4
Угловая скорость барабана, ã	1/с	7
Срок службы, L	лет	5
Коэффициент годового использования, Кг	--	0.7
Коэффициент суточного использования, Кс	--	0.25

Особые условия работы карусели:

1. Привод работает в помещении (     ) .

2. Моечный барабан расположен горизонтально.

График загрузки привода:

1.  – номинальный крутящий момент;

2.  - пусковой момент;

3.  t – время эксплуатации барабана

Привод должен содержать:

1. Электродвигатель.  

2. Открытую передачу. 

3. Двухступенчатый зубчатый редуктор с планетарной передачей.  

4. Муфту.  

5. Раму.

3. Кинематический расчёт.

Произведём выбор двигателя и кинематический расчёт привода моечного барабана в соответствии с заданием.

3.1. По заданному значению угловой скорости  найдём частоту вращения рабочего органа:

.

3.2. Составляем структурную схему привода. Открытую передачу назначаем с гибкой связью и устанавливаем её перед редуктором. В качестве передачи с гибкой связью используем ремённую передачу, так как применение цепной передачи нерационально из-за малой нагрузки. Предохранительную муфту ставим после редуктора.

3.3. Принимаем значение передаточного отношения открытой ременной передачи  .

3.4. Определяем возможные передаточные отношения редуктора. результаты расчёта приведены в таблице 1.

Где .

Таблица 1.

Кинематический расчёт привода.

Название параметра	Значение параметров
Синхронная частота вращения вала двигателя, .	600	750	1000	1500	3000
Возможное передаточное отношение привода,	8,976	11,22	14,96	22,44	44,88
Передаточное отношение открытой передачи,	2	2	2	2	2
Передаточное отношение редуктора,	4,488	5,61	7,48	11,22	22,44

3.5. Разрабатываем варианты кинематических схем привода двухступенчатых редукторов (рис. 1). Использовать в редукторе будем цилиндрические и конические зубчатые передачи, а так же планетарную передачу. Предусматривая в приводе открытую передачу перед или после редуктора и предохранительную муфту после него.

а)

б)

в)

Рис. 1. Кинематические схемы редуктора.

3.6. Принимаем к исполнению вариант «б». Для этого двухступенчатого редуктора наиболее рациональным оказывается отношение  , которое обеспечивается электродвигателем с синхронной частотой вращения  (табл.1).

3.7. Определяем КПД привода.

.

3.8. Находим расчётную мощность двигателя:

.

3.9. По каталогам или другой справочной литературе подбираем двигатель серии А4 закрытого обдуваемого исполнения – 4А112М4У3, имеющего при синхронной частоте вращения  следующие технические данные:

,

.

3.10. Уточняем передаточное отношение привода редуктора:

,

.

3.11. Определяем передаточные числа ступеней редуктора:

Принимаем ,

,

Принимаем ,

Тогда .

3.12. Определяем частоты вращения и угловые скорости всех валов:

      

3.13. Определяем крутящие моменты на валах:

3.14. Определение чисел зубьев зубчатых колёс планетарной ступени редуктора по заданному значению . [3]

Планетарная ступень редуктора относится к механизму 2-го типа [2].

По условию  .

Примем следующие обозначения:

 - число зубьев солнечного колеса,

 - число зубьев внешнего колеса,

 - число зубьев сателлитов.

,

,

Числа  и  имеют ОНК, равное 2. Примем , тогда

,

Так как , то надо умножить 10, тогда:

,

,

 .

Проверим полученные значения чисел зубьев по условию сборки и определим число сателлитов “С”:

,

При С=2 получим g=70 –целое число,

При С=4 получим g=35 –целое число,

При С=5 получим g=28 –целое число,

При С=7 получим g=20 –целое число,

Примем С=5 и проверим условие соседства сателлитов:

Условие соседства соблюдается.

4.Расчёт допускаемых контактных напряжений.

4.1. Расчёт зубчатых колёс цилиндрической ступени редуктора.

4.1.1. Выбор материала.

В зависимости от твёрдости стальные зубчатые колёса разделяют на две основные группы: твёрдостью  - зубчатые колёса, нормализованные или улучшением; твёрдостью  - с объёмной закалкой и др..

Твёрдость материала  позволяет производить чистое нарезание зубьев после термообработки. При этом можно получить высокую точность без применения дорогих отделочных материалов (шлифовки, притирки и т.п.). Колёса этой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению при динамических нагрузках.

По этим причинам мы берём материал: сталь 40Х.

4.1.2. Расчёт допускаемых контактных напряжений   зубьев шестерни и колеса рядовой ступени редуктора.

 для всех колёс (шестерен) редуктора ведётся в отдельности по выражению:

где  - коэффициент безопасности;

- коэффициенты, указывающие шероховатость поверхности сцепляющейся пары и окружную скорость;

 - базовый предел контактной выносливости, выбирается по рекомендациям

, где a и b из таблиц.

Примем для ведущего колеса (шестерни) твёрдость 280 НВ, а для ведомого твёрдость- 260НВ.

Рассчитаем пределы контактной выносливости:

для шестерни:

для колеса:      

Коэффициент долговечности:

- коэффициент долговечности, по контактной выносливости.

 - базовое число циклов (выбираем по графику в зависимости от твёрдости):

,

.

 - эквивалентное число циклов:

с=1 – число шестерён входящих в зацепление с колесом,

 - частота вращения при ,

 - крутящий момент, который берётся из графика загруженности,

- максимальный момент.

4.1.3.Определение полного времени работы редуктора:

,

,

.

4.4. Определение нагрузки приведения по графику загрузки:

,

,

.

4.1.5.При расчёте на выносливость зубчатых колёс принято не учитывать перегрузки, при которых число циклов переменных напряжений за полный срок службы .

Проверяем перегрузку на первом участке, так как здесь самое малое время работы:

,

Так как , то в расчёт не берём.

4.1.6. Определяем число циклов нагружения шестерни:

, колеса:

.

4.1.7. Рассчитываем коэффициент долговечности:

,

Так как  то берём коэффициент =1.

.

4.1.8. Рассчитываем допускаемые касательные напряжения:

,

.

4.1.9. Для дальнейших расчётов принимаем:

.

4.2. Расчёт допускаемых напряжений изгиба  зубьев шестерни и колеса рядовой ступени редуктора.

4.2.1. Допускаемые напряжения при изгибе  рассчитывается для всех колёс (шестерён) редуктора в отдельности по выражению:

, где

- коэффициент безопасности;

 - коэффициенты долговечности;

 - базовый предел выносливости по изгибу.

Пределы выносливости по напряжениям изгиба:

для шестерни: , для колеса: .

Коэффициент долговечности:

.

где   и  - базовое и эквивалентное числа циклов нагружения.

При расчёте на изгиб базовое число циклов нагружения для всех сталей не зависит от твёрдости и принимается .

 - эквивалентное число циклов:

с=1 – число шестерён входящих в зацепление с колесом,

 - частота вращения при ,

 - крутящий момент, который берётся из графика загруженности,

- максимальный момент.

4.2.2. Определяем число циклов нагружения шестерни:

, колеса:

.

4.2.3. . Рассчитываем коэффициент долговечности:

,

Так как  то берём коэффициент =1.

.

Так как  то берём коэффициент =1.

4.2.4. Рассчитываем допускаемые касательные напряжения:

,

4.3. Расчёт зубчатых колёс планетарной ступени редуктора:

4.3.1.Выбор материала:

Выбираем для всех зубчатых колёс среднелегированную сталь 40Х ( термообработка – улучшение), назначаем твёрдость:

солнечного колеса: 240НВ, сателлитов: 230НВ.

4.3.2. . Расчёт допускаемых контактных напряжений   зубьев солнечного колеса и сателлитов.

 для всех колёс  редуктора ведётся в отдельности по выражению:

где  - коэффициент безопасности;

- коэффициенты, указывающие шероховатость поверхности сцепляющейся пары и окружную скорость;

 - базовый предел контактной выносливости, выбирается по рекомендациям

, где a и b из таблиц.

Рассчитаем пределы контактной выносливости:

для солнечного колеса:

для сателлитов:      

Коэффициент долговечности:

- коэффициент долговечности, по контактной выносливости.

 - базовое число циклов (выбираем по графику в зависимости от твёрдости):

,

.

 - эквивалентное число циклов нагружения для солнечного колеса:

с=5 – число зацеплений солнечного колеса с сателлитами,

 - частота вращения солнечного колеса,

4.3.3.При расчёте на выносливость зубчатых колёс принято не учитывать перегрузки, при которых число циклов переменных напряжений за полный срок службы .

Проверяем перегрузку на первом участке, так как здесь самое малое время работы:

,

Так как , то в расчёт не берём.

4.3.4. Определяем число циклов нагружения солнечного колеса:

, колеса:

4.3.5. Определяем число циклов нагружения сателлитов:

 

где

4.3.6. Рассчитываем коэффициент долговечности:

,

Так как , то берём коэффициент =1.

.

Так как , то берём коэффициент =1

4.3.7. Рассчитываем допускаемые касательные напряжения:

,

.

4.3.8. Для дальнейших расчётов принимаем:

.

4.4. Расчёт допускаемых напряжений изгиба  зубьев солнечного колеса и сателлитов.

4.4.1.Допускаемые напряжения при изгибе  рассчитывается для всех колёс редуктора в отдельности по выражению:

, где

- коэффициент безопасности;

 - коэффициенты долговечности;

 - базовый предел выносливости по изгибу.

Пределы выносливости по напряжениям изгиба:

для шестерни: , для колеса: .

Коэффициент долговечности:

.

где   и  - базовое и эквивалентное числа циклов нагружения.

.

 - эквивалентное число циклов:

с=5 – число сателлитов входящих в зацепление с солнечным колесом