Проектирование двухскоростного привода пластинчатого транспортёра (мощность на выходном валу привода - 4 кВт)

Рассчитаем скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

n_{и.о.расч1}= n_дв1/ u_{пр.расч.1}= 750/50,4 =14,88 об/мин

n_{и.о.расч2}= n_дв1/ u_{пр.расч.2}= 750/75,6 =9,92 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

,  условие выполняется.  КПД привода рассчитывается по формуле:  

где - КПД ремённой передачи,

- КПД цилиндрической передачи,

- КПД планетарной передачи,

- КПД подшипниковой пары,

- КПД муфты.

Требуемая мощность электродвигателя:                                                  

-мощнось на выходном валу.

Схема 2. При n_дв2=1000 об/мин.

Общее передаточное отношение привода

(u_пр1 и u_пр2):

u_пр1=1000/14,33=69,78;                                                             

u_пр2=1000/9,55=104,7.

Общее, расчетное передаточное отношение

(u_{пр.расч.}) находится из произведения передаточных отношений ременной цилиндрической и червячной передач:

u_{пр1расч} = u_рем.× u_ц1.× u_ч..= 3×2×11,2=67,2

u_{пр2расч} = u_рем.× u_ц2.× u_ч..= 3×3×11,2=100,8

u_рем. - передаточное отношение ремённой передачи

u_ц1.(u_ц2.) - передаточное отношение цилиндрической передачи

u_план - передаточное отношение червячной передачи

Рассчитаем скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

n_{и.о.расч1}= n_дв2/ u_{пр.расч.1}= 1000/67,2 =14,88 об/мин

n_{и.о.расч2}= n_дв2/ u_{пр.расч.2}= 1000/100,8 =9,92 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

,  условие выполняется. КПД привода рассчитывается по формуле:

где - КПД ремённой передачи,

- КПД цилиндрической передачи,

- КПД планетарной передачи,

- КПД подшипниковой пары,

- КПД муфты.

Требуемая мощность электродвигателя:                                                

-мощнось на выходном валу.

Схема 3. При n_дв2=1500 об/мин.

Общее передаточное отношение привода

(u_пр1 и u_пр2):

u_пр1=1500/14,33=104,676;

u_пр2=1500/9,55=157.

Общее, расчетное передаточное отношение                         

(u_{пр.расч.}) находится из произведения передаточных отношений ременной, конической и червячных передач:

u_{пр1расч} = u_рем1.× u_к1.× u_ч..= 3,15×2×16=100,8

u_{пр2расч} = u_рем2.× u_к2.× u_ч..= 3,15×3×16=151,2

u_рем. - передаточное отношение ремённой передачи

u_к1.(u_к2.) - передаточное отношение конической передачи

u_план - передаточное отношение червячной передачи

Рассчитаем скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

n_{и.о.расч1}= n_дв3/ u_{пр.расч.1}= 1500/100,8 =14,88 об/мин

n_{и.о.расч2}= n_дв3/ u_{пр.расч.2}= 1500/151,2 =9,92 об/мин

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

;

,  условие выполняется.

где - КПД ремённой передачи,

- КПД цилиндрической передачи,

- КПД планетарной передачи,

- КПД подшипниковой пары,

- КПД муфты.

Требуемая мощность электродвигателя:                                                   

-мощнось на выходном валу.

Выбор кинематической схемы.

Выбираем кинематическую схему №2  (рис. 2.)

    При расчете частот вращения ошибка  не превышает 3,8 %

Ременная передача обеспечивает бесшумность работы.

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.

Так как требуется вертикальное расположение выходного вала, используем червячную передачу, которая также реализует относительно большое передаточное отношение.

Передаточные отношения u_{пр1расч} = 67,2 и u_{пр2расч} = 100,8                                    обеспечиваются электродвигателем с синхронной частотой вращения

n_дв.с.= 1000 мин ^-1 .

По (ГОСТ 2479-79) подберем двигатель серии АИ  закрытого обдуваемого исполнения АИР132М6 имеющего при синхронной частоте вращения 1000 мин ^-1 следующие технические данные:

N_дв.=7,5 кВт, n_дв.= 1000 мин ^–1.

2. Кинематический расчет.

2.1. Расчет моментов валов.

Момент на первом валу (вал электродвигателя): , где

P_дв - требуемая мощность двигателя; P_дв=6154 Вт

Угловая скорость двигателя  

n_дв – частота вращения двигателя.

Т₁=6154/104,7=58,78 H×м

Момент на втором валу:

Т₂=Т₁×u_рем×h_рем×h_подш×h_муфты=58,78×3×0,96×0,99×0,99=165,91 Н×м

Где u_рем – передаточное отношение ремённой передачи

       η_рем – КПД ремённой передачи

       η_подш – КПД пары подшипников.

       η_муфты – КПД муфты

Момент на третьем валу (берём наибольшее передаточное отношение, т.к. на этом зубчатом колесе будет наибольший момент):

Т₃=Т₂×u_цил1×h_цил×h_подш=165,91×3×0,98×0,99=482,9 Н×м

Где u_цил1 – передаточное отношение цилиндрической прямозубой передачи ( первая ступень, первая скорость)

       η_цил – КПД цилиндрической прямозубой передачи

       η_подш – КПД пары подшипников.

Момент на четвертом валу:

Т₄=Т₃×u_черв×h_черв×h_подш=482,9×11,2×0,75×0,99=4015,8 Н×м

Где u_черв – передаточное отношение червячной передачи (вторая ступень).

       h_черв – КПД червячной передачи

       η_подш – КПД пары подшипников.

2.2. Расчёт частот вращения и угловых скоростей валов.

Скорость первого вала (вала двигателя): .

Скорость вращения второго вала: .

Скорости вращения третьего вала:

Скорости вращения четвертого вала (скорости вращения вала исполнительного органа):

3. Расчёт допускаемых напряжений.

3.1. Выбор материала для зубчатых колес

Цилиндрическая передача:

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес и шестерни сравнительно недорогую сталь 40, для шестерни HB = 187, а для колеса HB = 160

Червячная передача:

Червячные колеса изготовляют преимущественно из бронзы (БрОФ 10-1, БрОНФ, БрАЖ9-4), реже из латуни или чугуна.

Оловянные бронзы типа ОФ 10-1, ОНФ и другие считаются лучшим материалом для червячных колес, но они очень дорогие. Их применяют при сравнительно больших скоростях скольжения: V_ск = 5-25 м/с.

Безоловянистые бронзы, например алюминиево-железистые типа АЖ9-4 и другие, обладают повышенными механическими характеристиками, но имеют пониженные противозадирные свойства. Их применяют в паре со шлифованными и полированными червяками для передач, работающих при низких скоростях скольжения (V_ск < 5 м/с).

Скорость скольжения на первой стадии проектирования находят по приближенной зависимости:

;

м/с

Скорость скольжения меньше 5 м/с, следовательно выбираем безоловянистую бронзу БрАЖ9-4.

Сам червяк обычно выполняют из стали с закалкой до твёрдости HRC 56-63. После закалки червяки шлифуют и полируют.ыбираем наиболее употребительный матермал – сталь 18ХГТ.

3.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [s_H].

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

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

Цилиндрическая передача:

Рассчитаем предел усталостной прочности:

σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·187 + 70 = 444 МПа;

σ_Hlimbк = 2·НВ_к  + 70 = 2·160 + 70 = 390 МПа.

Коэффициент долговечности:

где N_НО – базовое число циклов, для шестерни равно N_НОш = 10·10⁶ , для колеса N_НОк = 10·10⁶; N_HE – эквивалентное число циклов.

где с = 1 – число зубьев в зацеплении;

n = n₂ = 333,33 мин^-1 скорость вращения (для шестерни);

n = n₃ = 111,11 мин^-1 скорость вращения (для колеса);

t = 365×L×K_г×24×K_c = 365×4×0,2×24×0,5 = 3504 ч –число часов работы передачи за расчётный срок службы.

L = 4 – количество лет, которые работает установка;

К_г = 0,2; К_с = 0,5 – коэффициенты годового и суточного использования