Привід ланцюгового конвеєра
1. Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок привода
По [3] приймаємо ККД елементів приводу:
ККД черв'ячної передачі;
ККД закритою циліндричної зубчастої передачі з опорами;
ККД муфти;
ККД пари підшипників приводного валу.
Тоді загальний ККД приводу:
Необхідна потужність електродвигуна:
кВт,
де Р - потужність на приводному валу; кВт (див. технічне завдання).
В якості двигуна приймаємо електродвигун серії 4А з синхронною частотою обертання
, кВт
Тип двигуна 4А100L2У3
Загальне передавальне число двигуна
Передаточне число редуктора
Розподіляємо передавальне число сходами
,
Визначаємо потужність, частоту обертання і крутний момент на валах привода
Вал I Вал III
кВт, кВт,
,,
. .
Вал II Вал IV
кВт, кВт,
,,
. .
2. Розрахунок приводу
2.1 Розрахунок тихохідної щаблі
Вихідні дані:
а) передавальне число ступені;
б) частота обертання шестерні;
в) частота обертання колеса;
г) обертає момент на колесі ступені
.
1. Вибір варіанти термообробки зубчастих коліс.
Приймаємо I-й варіант термообробки
Термообробка шестерні - покращення, твердість поверхні 269 ... 302 НВ
Термообробка колеса - поліпшення, твердість поверхні 235 ... 262 НВ
Середні твердості:
Для шестерні
НВ
Для колеса
НВ
Марки сталей однакові для шестерні і колеса: 45; 40X; 40XH; 35XM та ін
2. Навмисне визначення допустимого контактного напруження при розрахунку на опір втоми робочих поверхонь зубів.
Каплиця контактної витривалості
Коефіцієнт запасу
Базове число циклів напружень
За табл.1П.8 додатка 1П коефіцієнт, що характеризує інтенсивність типових режимів нагружений передачі при розрахунку на опір контактної втоми, для заданого типового режиму 2
Еквівалентна число циклів напруг за розрахунковий термін служби передачі годин визначимо за формулою:
Так як, то
Так як, то
Допускаемое контактне напруження
В якості розрахункового допускаемого напруги при розрахунку косозубой і
Шеврон передач на опір контактної втоми приймається умовне допускаемое контактне напруження, що визначається за формулою
так як, то
3. Визначимо міжосьового відстані.
Приймаємо коефіцієнт
Коефіцієнт
За кривою II коефіцієнт
Коефіцієнт
Міжосьова відстань ступенів
Приймаємо стандартне значення
4. Визначення модуля передачі
Нормальний модуль вибираємо виходячи з наступної умови
Ширина вінця колеса
5. Визначення кута нахилу зубів, а також чисел зубів шестерні і колеса.
Визначимо коефіцієнт перекриття зубів при
Число зубів шестерні
Число зубів колеса
6. Визначення фактичного передаточного числа розраховується щаблі.
Уточнюємо кут
7. Визначення основних розмірів шестерні і колеса.
Ширина вінця шестерні
Робоча ширина передачі
Уточнюємо коефіцієнт
8. Перевірка придатності заготовок зубчастих коліс і вибір матеріалу для їх виготовлення.
Діаметр заготовки
Приймаємо сталь 40X, так як 92 <125
Товщина заготовки диска колеса
Товщина заготовки обода колеса
Приймаємо сталь 40X, так як 24 <80 і 25 <80
9. Визначення ступеня точності передачі.
Окружна швидкість
За табл. 1П.15 додатка 1П, виходячи з, для непрямозубих циліндричних передач вибираємо 9-ю ступінь точності, яка допускає окружну швидкість зубчастих коліс до 4.
10. Уточнення допускаемого контактного напруження при перевірочному розрахунку на опір контактної втоми.
Приймаємо параметр шорсткості
Коефіцієнт, враховує вплив вихідної шорсткості сполучених поверхонь зубів
Коефіцієнт, враховує вплив окружної швидкості, так як
Таким чином, величини і залишилися такими, як і при попередньому розрахунку з огляду на те, що твір виявився рівним 0,9. Тоді колишньої залишається і розрахункова величина.
11. Визначення сил, що діють в косозубих зачепленні.
Окружна сила на ділильному циліндрі в торцевому перетині косозубой передачі:
При цьому для шестерні і колеса:
Радіальна сила для шестерні і колеса:
Осьова сила для шестерні і колеса:
12. Визначення коефіцієнта навантаження.
Коефіцієнт Коефіцієнт
13. Перевірочні розрахунок передачі на опір контактної втоми.
(2.1)
Коефіцієнт
(2.2)
де - ділильний кут профілю в торцевому перетині
- основний кут нахилу зубів
Коефіцієнт
Так як, то
(2.3)
(2.4)
(2.5)
14. Визначення допускаемого напруги вигину при розрахунку зубів на опір втоми при вигині.
Визначаємо та
Базове число циклів напружень для всіх марок сталей -
Так як, то
Так як, то при
Приймаємо коефіцієнт реверсивності
Допускаемое напруга вигину на перехідній поверхні зуба
15. Визначимо коефіцієнт навантаження
з графіка
, де - динамічна добавка
(2.6)
де - для косозубих передач
Тоді коефіцієнт навантаження при розрахунку на вигин
16. Перевірочний розрахунок зубів на опір втоми при згині.
Еквівалентна число циклів навантажень
Коефіцієнт, враховує форму зуба і концентрацію напружень -
Коефіцієнт, враховує нахил зубів
Так як, то приймаємо
Коефіцієнт, враховує перекриття зубів
Так як, то
Опір втоми зубів шестерні і колеса при вигині забезпечується. Для більшості передач, як і в нашому прикладі.
17. Перевірочний розрахунок передачі на контактну міцність при дії максимального навантаження (при короткочасної перевантаження).
Максимальне допустиме контактне напруження при короткочасної перевантаження
Фактичне максимальне контактне напруження при короткочасної перевантаження
ізгібние міцність при короткочасної перевантаження забезпечується, оскільки
17. Перевірочний розрахунок передачі при вигині піковим навантаженням (при короткочасній перевантаженні).
Максимальне допустима напруга вигину при короткочасної перевантаження
Максимальне напруга вигину при короткочасної перевантаження
ізгібние міцність при короткочасної перевантаження забезпечується, оскільки
2.2 Розрахунок швидкохідної щаблі
Вихідні дані для розрахунку:
а) ступінь швидкохідна червячно-циліндричного двоступінчастого нестандартного редуктора індивідуального приводу;
б) передавальне число;
в) частота враще66нія черв'яка;
г) частота обертання черв'ячного колеса;
д) обертає момент на валу черв'яка;
е) обертає момент на валу чер...
