Проектирование привода цепного транспортера (стр. 1 из 4)

Спроектировать привод, состоящий из трехступенчатого цилиндро-коническо-цилиндрического мотор-редуктора (1), компенсирующе-предохранительной муфты (2), приводного вала с тяговой звездочкой (3), приводящей в движение тяговую цепь М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 цепного транспортера. Мотор-редуктор и приводной вал установлены на сварной раме.

Принять:

Типовой режим нагружения: 3.

Расчетный ресурс: 7 000 часов.

Изготовление в год: 1 шт.

Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочке F_t, кН: 4,5.

Скорость тяговой цепи V, м/с: 0,4.

Число зубьев звездочки z: 7.

F_t=F₁-F₂; F₂=0,25F₁.

Принял

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Выбор двигателя [1].

Общий КПД привода: η = η_ред · η_м · η_п

η_ред - КПД редуктора.

η_ред = η_цп² · η_кп · η_п³

η_цп = 0,95…0,97; принимаем η_цп = 0,96 - КПД закрытой цилиндрической передачи;

η_кп = 0,95…0,97; принимаем η_кп = 0,96 - КПД закрытой конической передачи;

η_п = 0,99 - КПД пары подшипников качения.

η_ред = 0,96² · 0,96 · 0,99³ = 0,86

η_м = 0,98 - КПД муфты.

η = 0,86 · 0,98 · 0,99 = 0,83

Требуемая мощность двигателя:

Р_тр = Р_вых/ η = 1,8/0,83 = 2,2 кВт.

Р_вых - мощность на тяговой звездочке.

Р_вых = F_t · V = 4,5 · 10³ · 0,4 = 1,8 кВт.

К_э = 1 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации передачи.

Частота вращения тяговой звездочки [3].

V =

, следовательно n_вых = = = 27 об/мин.

n_вых - частота вращения тяговой звездочки. V = 0,4 м/с - скорость тяговой цепи. Z = 7 - число зубьев тяговой звездочки. t = 125 мм - шаг цепи.

По заданию: М112-1-125-2 ГОСТ 588-81 - тяговая пластинчатая цепь с разрушающей нагрузкой 112 кН, типа 1, с шагом 125 мм, исполнения 2.

F_t = F₁ - F₂ = 4,5 кН., F₂ = 0,25F₁

Отсюда: F₁ = 6 кН, F₂ = 1,5 кН.

Выбираем электродвигатель с запасом мощности: АИР100S4

P_дв = 3 кВт; n_дв = 1440 об/мин.

Передаточное число редуктора [4].

U_ред = U₁ · U₂ · U₃ = n_дв / n_вых = 1440/27 = 53,3

U₁ - передаточное число первой ступени;

U₂ - передаточное число второй ступени;

U₃ - передаточное число третьей ступени.

Примем: U₁ = 4; U₂ = 3,5; U₃ = 3,8.

Частота вращения валов:

n₁ = n_дв = 1440 об/мин;

n₂ = n_1/U₁ = 1440/4 = 360 об/мин;

n₃ = n_2/U₂ = 360/3,5 = 102,8 об/мин;

n₄ = n_вых = 27 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω₁ = πn_1/30 = 3,14 · 1440/30 = 150,7 рад/с;

ω₂ = πn_2/30 = 3,14 · 360/30 = 37,7 рад/с;

ω₃ = πn_3/30 = 3,14 · 102,8/30 = 10,8 рад/с;

ω₄ = ω_вых = πn_4/30 = 3,14 · 27/30 = 2,8 рад/с.

Мощности на валах:

Р₁ = Р_дв = 3 кВт; Р₂ = Р₁ · η_цп · η_п = 3 · 0,96 · 0,99 = 2,85 кВт;

Р₃ = Р₂ · η_кп · η_п = 2,85 · 0,96 · 0,99 = 2,7 кВт;

Р₄ = Р₃ · η_цп · η_п = 2,7 · 0,96 · 0,99 = 2,6 кВт;

Р_вых = Р₄ · η_м · η_п = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,5 кВт;

Вращающие моменты на валах:

М₁ = Р_1/ω ₁ = 3/150,7 = 0,02 кН·м = 20 Н·м;

М₂ = Р_2/ω ₂ = 2,85/37,7 = 0,076 кН·м = 76 Н·м;

М₃ = Р_3/ω ₃ = 2,7/10,8 = 0,25 кН·м = 250 Н·м;

М₄ = Р_4/ω ₄ = 2,6/2,8 = 0,93 кН·м = 930 Н·м;

М_вых = Р_вых / ω ₄ = 2,5/2,8 = 0,9 кН·м = 900 Н·м.

Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

Материал колес - сталь 45; термообработка - улучшение: 235…262 НВ₂;

248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен - сталь 45; термообработка - улучшение: 269…302 НВ₁;

285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл.3.2 [4].

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса.

N_K6 = 573 · ω ₄ · L_h = 573 · 2,8 · 7000 = 17,2 · 10⁶ циклов;

N_K5 = N_K6 · U₃ = 17,2 · 10⁶ · 3,8 = 65,4 · 10⁶ циклов.

N_HO = 16,5 · 10⁶ табл.3.3 [4] - число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При N_K > N_HO, коэффициент долговечности К_НL = 1.

N_FO = 4 · 10^{6 -} число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр.56 [4].

При N_K > N_FO, коэффициент долговечности К_FL = 1.

[σ] _H5 = 1,8HB_CP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ] _H6 = 1,8HB_CP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ] _F5 = 1,03HB_CP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ] _F6 = 1,03HB_CP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

Расчет третьей ступени редуктора.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₃ = К_α (U₃ + 1)

= 495 · (3,8 + 1) = 201,5 мм.

К_α = 495 - для прямозубых передач, стр.135 [3].

К_Нβ = 1 - при постоянной нагрузке.

Принимаем α₃ = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α₃ = 2-4 мм, принимаем m = 3 мм.

z₅ = 2α_3/m (U₃ + 1) = 2 · 200/3 · (3,8 + 1) = 28

z₆ = z₅U₃ = 28 · 3,8 = 106

d₅ = mz₅ = 3 · 28 = 84 мм

d_a5 = d₅ + 2m = 84 + 2 · 3 = 90 мм

d_t5 = d₅ - 2,5m = 84 - 2,5 · 3 = 76,5 мм

d₆ = mz₆ = 3 · 106 = 318 мм

d_a6 = d₆ + 2m = 318 + 2 · 3 = 324 мм

d_t6 = d₆ - 2,5m = 318 - 2,5 · 3 = 310,5 мм

b₆ = ψ_ва · α₃ = 0,4 · 200 = 80 мм

b₅ = b₆ + 5 = 80 + 5 = 85 мм

Окружная скорость:

V₃ =

= = 0,45 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр.32 [1].

Коэффициент формы зуба: у_F5 = 3,9, у_F6 = 3,6, стр.42 [1].

[σ_F5] / у_F5 = 294/3,9 = 75,4 МПа; [σ_F6] / у_F6 = 256/3,6 = 71 МПа

71<75,4 - следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

К_F = К_Fβ · K_FV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t5 = F_t6 = 2М_3/d₅ = 2 · 250/0,084 = 5952 H

радиальное: F_r5 = F_r6 = F_t5 · tgα = 5952 · tg 20° = 2166 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F6 = F_t6 · К_F · у_F6/b₆ · m = 5952 · 1,14 · 3,6/80 · 3 = 101,8 МПа< [σ] _F6 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н6 =

= = 474 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_НV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр.32 [1] ; К_Нβ = 1 табл.3.1 [1] ; К_НV = 1,05 стр.32 [1].

σ_Н6 < [σ] _Н6

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена. Расчет второй ступени редуктора. Внешний делительный диаметр колеса [1].

d_e4 ≥ 165

Для прямозубых колес:

v_H = k_HΒ =1

d_e4 ≥ 165

= 245,94 мм

По ГОСТ 6636-69 принимаем d_e4= 250 мм.

Углы делительных конусов.

δ₄ = arctg (U₂) = arctg 3,5 = 74,05º; δ₃ = 90º - δ₄ = 15,95º

Внешнее конусное расстояние:

R_e = d_e4/2sin (δ₄) = 250/2sin 74,05 = 130,2 мм

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:

b = 0,285R_e = 0,285 · 130,2 = 37,11 мм

Внешний окружной модуль:

m_e =

v_F = 0,85 - для прямозубых колес,

K_Fβ = 1 для прямозубых колес.

m_e =

= 1,73 мм

Число зубьев колеса и шестерни:

z₄ = d_e4/m_e = 250/1,73 = 144,5, принимаем z₄ = 144.

z₃ = z_4/U₂ = 144/3,5 = 41.

Внешние диаметры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

d_e3 = m_e z₃ = 1,73 · 41 = 70,93 мм;

d_e4 = m_e z₄ = 1,73 · 144 = 249,12 мм.

Диаметры вершин:

d_ae3 = d_e3 + 2 (1 + X_e3) m_e cosδ₃

d_ae4 = d_e4 + 2 (1 - X_e3) m_e cosδ₄

X_e3 = 0,33 - коэффициент смещения [1].

d_ae3 = 70,93 + 2 · 1,33 · 1,73 · cos15,95º = 75,35 мм

d_ae4 = 249,12 + 2 · 0,67 · 1,73 · cos74,05º = 249,76 мм

Средние делительные диаметры:

d₃ = 0,857d_e3= 0,857 · 70,93 = 60,8 мм

d₄ = 0,857d_e4= 0,857 · 249,12 = 213,5 мм

Проверочный расчет.

Проверка контактных напряжений.

σ_Н = 470

≤ [σ] _H,

где F_t4 =

= = 2342 H- окружная сила в зацеплении.

V_H = K_Hβ = K_Hα = 1

Величину K_Hv находим из [1], в зависимости от класса прочности и окружной скорости.

V₂ = ω₃d_4/2 · 10³ = 10,8 · 213,5/2 · 10³ = 1,15 м/с

K_Hv = 1,04

σ_Н = 470

= 460 МПа < [σ] _Н = 514 МПа