Введення
Згідно з завданням потрібно розробити привід стрічкового транспортера, що складається з електродвигуна, клинопасової передачі та двоступінчастого циліндричного зубчастого редуктора.
Потрібно вибрати електродвигун, розрахувати зубчасті передачі, спроектувати та перевірити придатність шпонкових з'єднань, підшипників, розробити загальний вигляд редуктора, розробити робочі креслення деталей: вихідного валу, зубчастого колеса, кришок підшипників, шківи.
Електродвигун вибирається виходячи з потрібної потужності і частоти обертання. Зубчаста передача розраховується за умовами контактної та згинальної витривалості зубів, перевіряється на статичну міцність. Параметри ремінної передачі приймаються за результатами розрахунку на тягову здатність. Вали проектуються з умови статичної міцності (орієнтовний розрахунок) і перевіряються на витривалість по коефіцієнту запасу міцності.
Шпонкові з'єднання перевіряються на зминання, і розміри приймаються в залежності від діаметру відповідної ділянки вала. Типовий розмір муфти визначається виходячи з переданого моменту, частоти обертання з'єднуються валів і умов експлуатації.
Форма і розміри деталей редуктора і плити привода визначаються конструктивними і технологічними міркуваннями, а також вибором матеріалів і заготовок.
При розрахунку і проектуванні ставиться мета отримати компактну, економічну і естетичну конструкцію, що може бути досягнуто використанням раціональних матеріалів для деталей передач, оптимальним підбором передавального числа передач, використанням сучасних конструктивних рішень, стандартних вузлів і деталей при проектуванні приводу.
1 Кінематичний розрахунок приводу
1.1 Схема приводу
Малюнок 1-Схема привода
Привод складається з електродвигуна, клинопасової передачі та 2-х ступінчастого Цилліндрічеській редуктора. Рух від електродвигуна через кліноременний передачу 1-2 передається на вхідний вал редуктора 2-3. Через косозубих циліндричну передачу 3-4 передається рух на проміжний вал 4-5 і далі через косозубих циліндричну передачу 5-6 на вихідний вал редуктора - 6, який пружною муфтою з'єднаний з валом барабана транспортера.
1.2 Вибір електродвигуна
1.2.1 Необхідна потужність електродвигуна
Р ед = Р вих /H заг ,
де Р вих - загальна потужність на виході, кВт.
h заг - загальний ККД приводу;
h заг = де,
h 12 - ККД пасової передачі 1-2;
h 34 - ККД косозубой циліндричної передачі 3-4;
h 56 - ККД косозубой циліндричної передачі 5-6;
h п - ККД пар підшипників;
h м - ККД муфти
h заг = 0,95 Г— 0,97 Г— 0,97 Г— 0.99 4 Г— 0,98 = 0,841
Р вих = F t Г— V, де F t - окружне зусилля на барабані, кН;
V - швидкість стрічки конвеєра, м/с;
Р вих = 8700 в€™ 0,45 = 3915Вт = 3,9 кВт;
Р ед =,
1.2.2 Необхідна частота обертання
n е. . тр = n вих Г— i 12 Г— ; i 34 Г— i 56
де, i 12 -передавальне відношення передачі 1-2
i 34 - передавальне відношення передачі 3-4
i 56 - передавальне відношення передачі 5 - 6
n вих - необхідна частота обертання на виході привода
n вих =,
де D б - діаметр барабана, мм
n вих = об/хв
n е.тр = 1000 об/хв
1.2.3 Вибір електродвигуна
вибирається електродвигун 132S6.
Параметри: P = 5,5 кВт, n ед = 960 хв -1 .
Малюнок 2-Електродвигун 132 S 6.
1.3 Уточнення передавальних чисел
Загальне передавальне число
,
де U ред - передавальне число редуктора;
U 12 - передавальне число ремінною передачі (U 12 = 3).
1.4 Кінематичний і силовий розрахунок
1.4.1 Потужність, передавана на вали приводу
,
,
,
,
де P 1 - потужність на 1-ом валу, Вт;
P 23 - потужність, що передається на вал 2-3, Вт;
P 45 - потужність, що передається на вал 4-5, Вт;
P 6 - потужність, що передається на вихідний вал редуктора, Вт
1.4.2 Частота обертання валів приводу
,
,
,
.
1.4.3 Кутові швидкості обертання валів
,
,
,
,
1.4.4 Крутні моменти на валах
,
,
,
,
2 Розрахунок зубчастих передач
Малюнок 3-Схема зубчастої передачі
2.1 Критерії працездатності і розрахунку
Критеріями працездатності зубчастої косозубой циліндричної передачі є:
1. знос;
2. втомне викришування;
3. втомні поломки зубів;
4. статичні поломки.
Розрахунок на міцність ведеться від визначення допустимих контактних напружень і визначення допускаються значень напруг при розрахунку зубів на втомних вигин.
у Н <[у Н ]
у F <[у F ]
2.2 Вибір матеріалу зубчастих коліс
Таблиця 2 Вибір матеріалу зубчастих коліс.
Ланка
Марка сталі
Термообробка
Твердість зубів НВ
у т , МПа
Шестерні
3,5
сталь 40Х
поліпшення
260 .. 300
650
Колеса
4,6
сталь 40Х
поліпшення
230 .. 260
650
2.4 Розрахунок допустимих напружень
2.4.1 Допустимі контактні напруги
Відповідно до ГОСТ 21354-75 допускаються контактні напруги дорівнюють
,
де у HlimB - межа контактної витривалості поверхні зубів, відповідний базовому числу циклів зміни напружень, Н/мм 2 ;
K HL - коефіцієнт довговічності;
S H - коефіцієнт безпеки (для зубчастих коліс з однорідною структурою матеріалу (поліпшення) S H = 1.1).
При способі термічної обробки, як поліпшення, для сталей 45 і 40Х межа контактної витривалості поверхні зубів
,
де N HO - базове число циклів зміни напружень, відповідне тривалого межі витривалості;
N HE - еквівалентне число циклів зміни напруг.
,
де n i - частота обертання того зубчастого колеса, для якого визначається допустиме напруження, хв
