Проектирование конвейера (частота вращения исполнительного органа - 57,296 об/мин)

Эстафетный – транспортирующее устройство, в котором груз перемещается путём захвата его с помощью одного механизма, передача груза другому механизму, захват груза этим другим механизмом и последующей передачи третьему механизму и т. д.

В общем случае машина (привод) может быть представлен функциональной схемой на рис.1.

Привод состоит из открытой и закрытой передачи, таким образом, схема принимает вид.

1. Разработка кинематических схем

Найдем частоту вращения исполнительного органа   

Выберем по справочнику электродвигатели с частотами вращения: 3000, 1000 и 1500 об/мин.

Общее передаточное отношение привода  находится из соотношений:

Выберем наиболее оптимальную из трех схем редукторов.

рис.1

1.1  Кинематическая схема (рис.1)

КПД привода можно определить по формуле: , где 

,   -  КПД ременной, червячной, цилиндрической прямозубой передач, муфты и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий требованиям: 100S2 мощностью 4 кВт.

Зная передаточное отношение редуктора и используя предпочтительный ряд передаточных отношений для передач (ГОСТ 2144-76),   подберем привод:

,

Где s скольжение  и равно 3,3%.

Общее, расчетное передаточное отношение находится из произведения передаточных отношений ременной, червячной и цилиндрической прямозубой передач:

Определим скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

.

, условие точности выполняется т.к. .

рис.2

1.2 Кинематическая схема (рис.2)

КПД привода можно определить по формуле: , где 

,   -  КПД ременной, червячной, цилиндрической прямозубой передач, муфты и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий требованиям: 112МВ6 мощностью 4 кВт.

Зная передаточное отношение редуктора и используя предпочтительный ряд передаточных отношений для передач (ГОСТ 2144-76),   подберем привод:

,

Где s скольжение  и равно 5,1%.

Общее, расчетное передаточное отношение находится из произведения передаточных отношений ременной, конической прямозубой и цилиндрической прямозубой передач:      

Определим скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

, условие точности выполняется т.к. .

рис. 3

1.3 Кинематическая схема (рис.3) 

КПД привода можно определить по формуле: , где 

,   -  КПД ременной, червячной, цилиндрической прямозубой передач, муфты и трех пар подшипников соответственно.

Мощность электродвигателя определяется по формуле:

.

Двигатель удовлетворяющий требованиям: 100L4 мощностью 4 кВт.

Зная передаточное отношение редуктора  и используя предпочтительный ряд передаточных отношений для передач (ГОСТ 2144-76),   подберем привод:

,

Где s скольжение  и равно 4,7%.

Общее, расчетное передаточное отношение находится из произведения передаточных отношений ременной и двух цилиндрических прямозубых передач:

.

Определим скорость исполнительного органа для рассчитанного передаточного отношения:

.

Находим ошибку по скорости исполнительного органа:

, условие точности выполняется т.к. .

2. Выбор кинематической схемы

Выбираем третью схему (рис. 3). 

В этой схеме используется электродвигатель со скоростью вращения

n = 1000 об/мин, который имеет относительно малые габаритные размеры.

КПД  данной схемы наибольший и составляет 87,6%.

При расчете частот вращения ошибка  не превышает 1,41%.

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.

3. Кинематический расчет

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:

 об/мин;                                                     ;

 об/мин;                                       ;

 об/мин;                                    ;

 об/мин;                                     ;

4. Расчет зубчатых колес редуктора

4.1. Выбор материала для зубчатых колес

Цилиндрическая передача:

Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес, быстроходной ступени сравнительно недорогую сталь 40, тихоходной ступени легированную сталь 40Х.

4.2. Расчет допускаемых контактных напряжений [s_H]

Быстроходная ступень:

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, где

s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,1, K_HL- коэффициент долговечности.

Рассчитаем предел усталостной прочности:

для шестерни термообработка – улучшение, твердость НВ_ш = 290,

для колеса термообработка – улучшение, твердость НВ_к = 250.

σ_Hlimbш = 2·НВ_ш + 70 = 2·290 + 70 = 650 МПа;

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

Коэффициент долговечности:

,   где N_НО –  базовое число циклов, которое определяется из графиков  и равно для шестерни N_НОш = 25,52·10⁶ , для колеса N_НОк = 17·10⁶;     N_HE – эквивалентное число циклов.

, где с = 1 –  число зацеплений;

n = n₂ = 357,375мин^-1 скорость вращения (для шестерни);

n = n₃ = 178,688 мин^-1 скорость вращения (для колеса);

t=365×L×K_г×24×K_с - суммарное время работы передачи,

L = 1 – количество лет, которые работает установка,

К_г = 0,4, К_с = 0,3 – коэффициенты годового и суточного использования  соответственно;

t=365×1×0,4×24×0,3=1051 часов

Для шестерни:

.

Для колеса:

 циклов

, тогда

.

Тихоходная ступень:

Допускаемые контактные напряжения определим по формуле:

Для улучшения предел контактной прочности s_Нlimb = 2HB_ш + 70, где

s_{H lim b}-предел контактной выносливости активных поверхностей зубьев, соответствующий базе испытаний переменных напряжений N_HO (N_HO- базовое число циклов); коэффициент безопасности S_н = 1,1, K_HL- коэффициент долговечности.

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 и равно