Проектирование привода для ленточного транспортера с приводной и натяжной станциями

1. Вычислим крутящие моменты сил на валах редуктора для всех принятых вариантов:

Быстроходный вал:

Промежуточный вал:

Тихоходный вал:

7. Занесем все полученные данные в таблицу:

Кинематический и силовой расчет редуктора
Название параметра		значение параметра
Частота вращения вала двигателя,  1/с
		314	157	105	79
Передаточные числа	редуктора,	39,25	19,63	13,13	9,88
	быстроходной ступени,	-	5	4	3,15
	тихоходной ступени,	-	3,93	3,28	3,14
Частота вращения второго вала редуктора,  1/с		-	31,4	26,35	25,08
Крутящие моменты на валах редуктора	быстроходного, ,	-	114	170	226
	промежуточного, ,	-	570	679	713
	тихоходного, ,	-	1962	1962	1962

8. Определим массу привода:

·  по приближенным формулам определим предварительные размеры редуктора для каждого принятого варианта:

Межосевые расстояния для быстроходной ступени:

Межосевые расстояния для тихоходной ступени:

• вычислим сумму осевых расстояний редуктора для быстроходной и тихоходной ступени:

9. Приближенно определим массу G:

·  Так как для цилиндрических редукторов при , G вычисляется по формуле

тогда получим:

• Массы двигателей  возьмем из справочной таблицы.
• Определим массу привода для всех принятых вариантов:

• Занесем полученные данные в таблицу:

Межцентровые расстояния и масса привода
название параметра	значение параметра
частота вращения двигателя,  1/с	314	157	105	79
быстроходная ступень, , мм	-	110,4	106,65	99,05
тихоходная ступень, , мм	-	157,43	146,82	144,87
, мм	-	267,83	253,47	243,92
масса редуктора, , кг	-	104,09	94,76	88,55
масса двигателя, , кг	-	36	56	56
масса привода, , кг	-	140,09	150,76	144,55

10.  Практика проектирования двухступенчатых редукторов показывает, что при одном и том же моменте сил на тихоходном валу для передачи заданной мощности его габариты, масса и стоимость тем больше, чем больше передаточное число редуктора. Для электродвигателей наоборот: чем выше частота вращения при данной мощности, тем меньше его масса и стоимость. В связи с этим выбираем такой вариант, чтобы суммарная масса двигателя и редуктора была минимальной.

Значит выбираем двигатель, у которого  1/с

мощность двигателя, , Вт	17900
частота двигателя, , 1/с	157
	2,3
масса привода, , кг	515

В соответствии с полученными данными выбираем двигатель 160М4.

Расчет зубчатых передач.

 

1. Выбор допускаемых напряжений.

·  Рассчитаем диаметр заготовки

Колеса:     

Шестерни:     

·  Преподавателем была задана область применения редуктора №2 (габариты ограничены).

·  По рассчитанным диаметрам и заданной области применения редуктора заготовок выбираем материал зубчатых колес, их термообработку, механические характеристики:

для колеса: твердость HB_кол.=160

предел прочности  

предел текучести

марка стали – 40

термообработка – нормализация для шестерни:   твердость HB_шест.=192

предел прочности  

предел текучести

марка стали – 40

термообработка – улучшение для косозубой передачи:

·  Рассчитаем предел контактной выносливости поверхностных слоев зубьев для колеса, шестерни и косозубой передачи соответственно

·  рассчитаем предел выносливости зубьев при изгибе для колеса, шестерни и косозубой передачи соответственно

·  определим допускаемые контактные напряжения для колеса, шестерни и косозубой передачи соответственно

 – коэффициент долговечности. Т.к. , то

рассчитаем суммарное число нагружений:

базовое число циклов:

Т.к. , то

 – коэффициент безопасности.

В данной работе .

ГОСТ рекомендует для колес с  принимать 

Тогда получим:

·  определим допускаемые напряжения изгиба для колеса, шестерни и косозубой передачи

 – коэффициент долговечности.

Базовое число циклов 

Т.к. , то

 – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

Для данной нагрузки

 – коэффициент безопасности.

 – коэффициент, учитывающий вероятность безотказной работы.

Примем вероятность не разрушения равной 98%, тогда

 – коэффициент, который вводят только для литых заготовок. Т.к. в данной работе заготовка не литая, то .

 – коэффициент, который зависит от условий работы редуктора. Т.к. данный редуктор будет работать в средней полосе России, то .

 – коэффициент, учитывающий чистоту обработки поверхности в корне зуба.

 – коэффициент, учитывающий технологические способы повышения пределов выносливости.

На начальном этапе примем , но в ходе работы уточним его.

– коэффициент, учитывающий масштабный фактор зубьев.

Т.к. , то .

·  определим допускаемые напряжения при перегрузках и ограниченном числе нагружений:

Вычислим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при перегрузках. Т.к. , то

Вследствие того, что , то  и т.к. , то .

Т.к. , то .

Занесем полученные данные в таблицу:

	454	345,6	1120	320	700	400
	390	288	756	216	540	270
	422	316,8			-	-

2. Определение размеров зубчатых колес.

·  определим размеры шестерни быстроходной ступени и тихоходной ступени:

для цилиндрической косозубой передачи:

 – коэффициент нагрузки.

 – отношение ширины венца зубчатого колеса к диаметру шестерни.

Для косозубой цилиндрической передачи

для цилиндрической прямозубой передачи:

Для прямозубой цилиндрической передачи

·  определим размеры колеса быстроходной ступени и тихоходной ступени:

·  вычислим ширину венца зубчатого колеса:

·  вычислим ширину шестерни:

·  определим диаметры валов редуктора:

Примем , тогда

Согласуем рассчитанные диаметры валов с ГОСТ:

Согласуем диаметр вала быстроходной ступени с диаметром вала, отходящего от двигателя и диаметр вала тихоходной ступени с диаметром муфты:

Примем

3. Уточнение параметров цилиндрической зубчатой передачи.

·  определим межцентровое расстояние:

·  определим модуль зацепления:

Согласуем полученные данные с ГОСТ:

·  определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Примем для косозубой передачи , а для прямозубой .

·  определим число зубьев шестерни:

·  определим число зубьев колеса:

·  уточним передаточное число:

·  уточним угол наклона зуба в косозубой передаче:

·  уточним диаметры зубчатых колес:

·  назначим степень точности изготовления зубчатых колес:

4. Проверка напряжений в зубьях зубчатых передач.

·  Определим контактные рабочие напряжения и сравним их с допускаемыми:

Для прямозубой цилиндрической передачи:

Вычислим уточненное значение коэффициента нагрузки:

Для косозубой передачи:

Вычислим уточненное значение коэффициента нагрузки:

·  определим рабочие напряжения изгиба и сравним их с допускаемыми.

коэффициент формы зуба  выбирается в зависимости от числа зубьев