Проектирование привода моечного барабана (мощность на валу смесителя - 2 кВт, срок службы привода - 3 года)

перемешивает при мойке овощи, продвигает их к выходному концу барабана и сбрасывает на транспортер для выгрузки овощей в тару.

Разработка кинематических схем.

Схема №1.

                         

Схема №2.

                                   

Схема №3.

                                  

1. Кинематический расчет привода.

1.1 Зная синхронные скорости вращения двигателя n_двj, то определяем возможное передаточное отношение. Результаты расчета представлены в табл. 1:

1.2 Принимаем значение передаточного отношения  открытой передачи: i_оп=2

1.3 Определяем возможное передаточное отношение редуктора. Результаты расчетов сведены в табл. 1:

                                                        Кинематический расчет привода.                                                               Табл. 1

Название параметра	Значение параметра
Синхронная частота вращения вала двигателя, nдв.,мин-1	750	1000	1500	3000
Возможное передаточное отношение привода, uпр.	8,72	11,63	17,44	34,89
Передаточное отношение открытой передачи, uот.	2	2	2	2
Передаточное отношение редуктора, uр.	4,36	5,815	8,72	17,44

1.4 Принимаем к исполнению вариант “2”. Для коническо-цилиндрического двухступенчатого редуктора наиболее рациональным оказывается передаточное отношение u_р=8,72, которое обеспечивается электродвигателем  с синхронной частотой вращения n_дв.=1500 мин^-1 (табл. 1).

1.5 Определяем КПД привода, принимая значение КПД отдельных передач:

h_общ.= h_муфтh_п³h_тихh_быстрh_оп =0,98·0,99³×0,97·0,96·0,95=0,84

1.6 Находим расчетную мощность двигателя:

1.7 По справочнику подбираем двигатель серии А4 закрытого обдуваемого исполнения

4А100S4, имеющего при синхронной частоте вращения 1500 мин^-1 следующие технические данные:           P_дв.=3 кВт                            n_дв.=1425 мин^-1.

1.8 Уточняем передаточное отношение привода:

1.9 Определяем передаточные числа ступеней редуктора:

Уточняем передаточные отношения по предпочтительному ряду: U_Б =2,5, U_Т =3,15

По полученным результатам находим U_оп=U_общ.р /U_т U_б=2,12

1.11 Определяем частоту вращения и угловую скорость всех валов:

1.12 Определение крутящих моментов на валах:

2. Расчет допускаемых контактных напряжений.

2.1. При проектировании редукторов общего машиностроения в условиях единичного или мелкосерийного производства, к габаритным размерам массе не предъявляются высокие требования, обычно принимают зубчатые колеса с твердостью НВ<350. Эти колеса хорошо прирабатываются, могут быть нарезаны после термообработки и изготавливаются сравнительно дешевых качественных углеродистых и легированных сталей (например, стали 40Х, 45Х, 35ХМ и др.). Указанную твердость активных поверхностей зубьев обычно обеспечивает объемная закалка с низким отпуском или улучшение – закалка с высоким отпуском.

2.2. Допускаемое контактное напряжение [s_н] рассчитываются для всех колес (шестерен) редуктора в отдельности по выражению:

Выбор материала колес: берем Сталь 40ХН улучшенную

                 Быстроходная ступень:  НВ _{шестерни}=260

                                                            НВ _колеса=230

                 Тихоходной ступени: НВ _{шестерни}=260

                                                      НВ _колеса=230

S_H =1,1 – коэффициент безопасности;

s_нlimb – предел контактной выносливости, соответствует базовому числу циклов, при   НВ <350: s_нlimb=2НВ+70 МПа

                 Быстроходная ступень: s_нlimb _{шестерни}=2HB_ш+70=2×260+70=590 Мпа

                                                           s_нlimb _колеса=2HB_к+70=2×230+70=530 Мпа

                 Тихоходной ступени: s_нlimb _{шестерни}=2HB_ш+70=2×260+70=590 Мпа

                                                      s_нlimb _колеса=2HB_к+70=2×230+70=530 Мпа

K_НL – коэффициент долговечности, учитывающий влияние сроко службы и нагрузки.

N_HO – базовое число циклов (выбираем по графику в зависимости от твердости):

                 Быстроходная ступень: N_HОш=17,5×10⁶         N_HОк=13×10⁶

                 Тихоходной ступени:      N_HOш=17,5×10⁶          N_HOк=13×10⁶

N_HЕ=60×с×n_i×S [(T_i/T)³×t_i]– эквивалентное число циклов, где

c=1 – число шестерен входящих в зацепление с колесом

n_i – частота вращения при Т_i

T_i – один из числа крутящих моментов который учитывается при расчете на выносливость из графика загруженности.

Т – максимальный момент

2.3. Определяем полное время работы редуктора:

t=365×24×L×K_г×K_с=365×24×3×0,1×0,4=1051,2 часа

2.4. По графику загрузки выбираем максимальный крутящий момент:

При постоянном режиме нагрузки: N_н=60 ·n ·c ·t

t = 1051,2 часа

при t₁=10^-4t

    N_н=60·n₂·c·10^-4t =60·672,89·1·10^-4·1051,2=4269,29<5·10^-4

Т.к. N_HЕ<5·10^-4, то Т_п  - не учитывается, и максимальный крутящий момент за цикл будет

Т₁=19,96 Нм      2.5. Рассчитываем эквивалентное число циклов:

2.6. Рассчитываем коэффициент долговечности:

2.7. Рассчитываем допускаемые касательные напряжения:

2.8. Для дальнейших расчетов принимаем:

 

3. Расчет допускаемых  напряжений изгиба.

3.1 Допускаемое напряжение при изгибе [s_F] рассчитываются для всех колес (шестерен) редуктора в отдельности по выражению:

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

S_F =1,75 – коэффициент безопасности;

K_FС » 1 – коэффициент учитывающий характер приложенной нагрузки

s_FО – предел выносливости зубьев при изгибе (при улучшении