Оглавление

  Техническое задание 3

  1 Техническое предложение 3

  1.1 Выбор электродвигателя 3

  1.2 Кинематический и силовой расчет привода 4

  2 Эскизный проект 5

  2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений 5

  2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора 6

  2.3 Расчет плоскоременной передачи 9

  2.4 Предварительный расчет валов редуктора 12

  2.5 Эскизная компоновка редуктора 13

  2.6 Расчет шпоночных соединений 16

  2.7 Выбор посадок для деталей редуктора 18

  2.8 Выбор смазки зацепления и подшипников 18

  2.9 Сборка ведущего вала редуктора 19

  Заключение 20

  Список литературы 21 

 

  Техническое задание:

  Спроектировать  привод цепного конвейера, кинематическая схема которого приведена. Выполнить технический расчет привода.

  Разработать рабочие чертежи деталей (вал  редуктора, шестерня, зубчатое колесо) и сборочный чертеж вала 1 редуктора.

  

  Рисунок 1 – Кинематическая схема привода цепного конвейера.

  Р₃=6 кВт; ω₃=1,8π

  1 Техническое предложение

1. Выбор электродвигателя

 

  Требуемую мощность электродвигателя найдём по формуле (1.1):

                                            (1.1)

  где η_р.п. =0,96 – к.п.д. ременной передачи

  η_з.п. =0,98 – к.п.д. закрытой зубчатой передачи

  η_п.к. =0,99 – к.п.д. пары подшипников качения и опор барабана (4 пары).

  Имеем: =6,64 кВт

  Частота вращения на выходном валу n₃=30·1,8=54 об/мин.

  Требуемую частоту вращения на ведущем валу назначим n₁=750 об/мин

  По величинам N₁ и n₁ назначим электродвигатель асинхронный трёхфазного тока, единой серии 4А, с синхронной частотой вращения

  n_с=  750 об/мин, [1]: Тип и размер двигателя: 4A160S8У3.

  Механические  характеристики электродвигателя:

  Номинальная мощность N₁, H= 7,5 кВт;

  Скольжение S = 2,5%;

  Номинальная частота вращения n_н1=731,3 об/мин;

  Диаметр вала электродвигателя dэ=42 мм;

  Т_пуск/Т_Н = 1,4;

  где   Т_пуск  пусковой момент.

  Определим предварительное передаточное отношение:

  =13,54

  Подберем передаточные отношения ступеней привода.

  Назначим  для редуктора u_з.п.= 4,5,

  тогда для  плоскоременной передачи

  u_р.п.= = 3,01, примем 3, что приемлемо для данного вида передачи.

  1.2 Кинематический и силовой расчет привода

 

  Распределение частоты вращения и крутящих моментов по валам.

   Частота  вращения вала 2:

  n₂ = n₁ × u_р.п. =54 × 3=162  об/мин.

  Угловая скорость вала 2

  ω₂

=5,4·π рад/с

  Угловая скорость вала 1

  ω₁

=24,375·π рад/с

  Далее рассчитываем вращающие моменты на валах.

  T₁=

Н·м.

  T₂= Т₁·u_р.п.=97,94·3=293,82 Н·м.

  T₃= Т₂·u_з.п.=293,82·4,5=1322,21 Н·м.

  Данные  расчета сведем в таблицу 1.

  Таблица 1. Силовые и кинематические параметры  привода. 

  

  2 Эскизный проект

  2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

 

  В качестве материалов зубчатых колёс назначаем сталь углеродистую, качественную с термообработкой нормализация или улучшение. 

  Для шестерни - материал сталь 50, термообработка улучшение [2], диаметр заготовки до 200 мм, твёрдость  материала по Бриннелю НВ₁ 258, предел текучести при растяжении σ_T1= 540 МПа, предел прочности при растяжении σ_в1= 790 МПа.

  Для колеса назначим материал сталь 50, термообработка нормализация, ориентировочный диаметр  заготовки 100 ÷300 мм, предел прочности  при растяжении σ_в2 = 590 МПа, предел текучести при растяжении σ_т2 = 300 МПа, твердость по Бринеллю НВ₂  180. 

  Определим пределы выносливости

  для шестерни НВ₁ 258:

  σ_Hlimb1 = 2HB₁+70 =586 MПa;

  для колеса HB 180

  σ_Hlimb2 = 2НВ₂+70 = 430 МПа;

  Допускаемые напряжения на контактную выносливость

  

,

  _{где KHL=1, коэффициент долговечности при длительной работе редуктора.}

  Для НВ ≤350 по [1, табл 3.4] коэффициент безопасности[ S_F]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка).

   Для  колеса 

  

_МПа

  Для шестерни

  

_МПа

  2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

 

  Находим межосевое расстояние:

  

  где К_а=49 для прямозубой передачи, К_Нβ=1,15 [1, стр.32]– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

  Принимаем стандартное по ГОСТ 2185-66 .

  Модуль  передачи:

  m = (0,01...0,02)·a_w. Принимаем m =4.

  Суммарное число зубьев:

  

  Число зубьев шестерни:

  

, принимаем 29.

  Число зубьев колеса:

  

  Фактическое передаточное число:

  

  Отклонение  от стандартного:

  

  Проверка  сборки передачи:

  

  Производим  проверку действительных контактных напряжений:

  

  Окружная  скорость зацепления:

  

  K_Нa=1,05 [3, табл.3.4] - коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями и K_Нβ=1 [3, табл.3.5] - коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

  K_Нυ - коэффициент, учитывающий влияние динамичности нагрузки, для 8 степени точности и полученной окружной скорости по [3, табл.3.8] равен 1,03.

  

  Проверим  перегрузку

   ≤6%, что допустимо.

  Расчет  на контактную выносливость под действием  максимальных нагрузок не проводим, полагая, что ударные нагрузки на привод в процессе эксплуатации незначительны.

  Находим геометрические размеры зацепления.

  Делительный диаметр:

  

  Диаметр вершин зубьев:

  

  Диаметр впадин зубьев:

  

  Ширина  зубчатого венца:

  

  Находим усилия в зацеплении.

  Окружная  сила:

  

  Радиальная  сила: 

  

 

  a = 20⁰ – угол зацепления.

  Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни, так как материал колес передачи одинаков, но коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба, для шестерни больше:

  

- коэффициент неравномерности  нагрузки по длине зуба [1, табл.3.4];

- коэффициент динамической нагрузки  [1, табл.3.4];

=3,9+((3,9-3,8)/(30-25))·(29-25)=3,98, [1, стр.42]. 

  

  Допускаемое напряжение на выносливость при изгибе

  

.

  Для НВ ≤350 по [3, табл. 3.4] коэффициент безопасности[ S_F]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка). При d<300 мм масштабный коэффициент k_xF=1, при d≥300 мм масштабный коэффициент k_xF=1,3-d_a·10^-4=1,3-362,347·10^-4=1,263. Коэффициенты Y_S=0,97, Y_R=1[3]

  Тогда допускаемые  напряжения на контактную выносливость

  Для колеса _МПа

  Для шестерни _МПа

  Следовательно, условие прочности на изгиб соблюдено.

  2.3 Расчет плоскоременной передачи

   Находим  диаметр ведущего шкива d₁ = =276 мм.

  По ГОСТ17383-73  принимаем d₁ = 280 мм.