Определение межосевого расстояния

Кинематическая схема привода

 

Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Мощность на ведомом валу редуктора Р₃ = 4,5 кВт и угловая скорость вращения этого вала ω = 2,8π.

 

   2.Выбор электродвигателя по каталогу

 

 

Требуемая мощность электродвигателя [1,с.89]

                                 

                                         (2.1)

 

  где η – общий КПД редуктора [1,с.89].

                                                                                                 (2.2)                              

где η₁ = 0,97 – К.П.Д. ременной передачи;

       η₂ = 0,99 – К.П.Д. пары подшипников;

       η₃ = 0,96 – К.П.Д. редуктора;

                                       

                                    Р_тр =4,5/0,913=4,93 кВт.

   Из табл. [1,с.93] выбираем электродвигатель (по требуемой мощности) типа А02-52-8 имеющий мощность Р₁=5,5 кВт при частоте вращения n=730 об/мин и угловой скорости ω=76 рад/с .Угловая скорость ведущего вала привода

                                                             (2.3)

Число оборотов ведущего вала привода

                                                            (2.4)

Общее передаточное число [1,с.90]

                                                                  

В соответствии с ГОСТ 2185-86, U=8,69 [1,c.97]. При этом передаточное число ременной передачи U₁=2,4, редуктора U₂=3,62 [1,с.97]

Частота вращения ведущего вала редуктора

                                                (2.5)

Угловая скорость каждого из валов

                                                       (2.6)                                                                                     

                                    

Мощность каждого из валов

                                                                                   (2.7)

                                                            

                                               

Вращающие моменты, Н/м

 

          

                                                             (2.8)

 

   3.Выбор материалов. Определение  

        допускаемых напряжений

 

    Так как мощность привода небольшая в качестве материалов шестерен и колес целесообразно назначить материалы с твердостью НВ<350. При этом каждая зубчатая передача будет прирабатываться, а стоимость редуктора будет невысокой.

 

    Шестерни: Сталь 40Х, термообработка – улучшение; твердость 270 НВ; временное сопротивление σ_в=950МПа; предел текучести σ_Т=700МПА [2,c.56].

    Для лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для материалов колеса твердость на (20…50)НВ ниже, чем для шестерен [1,с.55].

    Колеса: Сталь 40Х; улучшение; 250НВ; σ_в=850МПа; σ_Т=550МПА [2,c.96].

 

3.1Допускаемые контактные напряжения

Для расчета на контактную прочность [3,с.143], МПа

                                         [σ]_Н=(σ_Н0/ S _Н ) K_{HL ,}                                                (3.1)

    где σ_Н0 – предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;

    S _Н – коэффициент безопасности;

          K_HL – коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.

Для нормализованных и улучшенных материалов

                                       σ_Н0=2НВ+70МПа;                                (3.2)

σ_Н0=2·250+70=570МПа.

S _Н=1,1[3,с.147].

Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы

                                             N_{H 1} =60 L_hn ₁                                                                 (3.3)

L_h=8ч/сут · 300дней в году · 5 лет=12000ч срок службы

N_{H 1}=60·970 об/мин·12000 ч = 7·10⁸

N_{H 1}=60·242,5 об/мин·12000 ч = 1,75·10⁸

    В расчете на контактную прочность N_HG=10. При НВ<350 и N_{H 1}> N_HG, назначаем K_HL=1,0 [3,с.148].

[σ] определяем по материалу колес, как менее прочному [3,с.145]

[ σ _Н ]=(570/1,1)·1,0=518 МПа.

Назначаем [σ] =[σ_Н]=518 МПа.

 

Допускаемые напряжения при изгибе

Для расчета на изгиб [3,с.145], МПа

                                      [ σ_F ]=( σ_{F 0} / S_F ) K_FCK_FL ,                              (3.4)

  где σ_{F 0} – предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;

S_F – коэффициент безопасности;

     K_FC – коэффициент, учитывающий характер напряжений, считая передачи реверсивными (симметричный цикл напряжений), получаем       K_FC=1 [3,с.151];

K_FL – коэффициент долговечности;

При НВ<350 и N_F1>N_FG, принимаем K_FL=1,0 [3,с.151].

Для нормализованных и улучшенных материалов S_F=1,75;

Для колеса, МПа

                                     σ_{F 0}=1,8НВ=18·250=450;                        (3.5)

                           [ σ_F ]=(450/1,75)·1,0·1,0=257 МПа.                              

 

Для шестерни, МПа

σ_{F 0} =1,8·270=486 МПа;

[ σ_F ]=(486/1,75)·1,0·1,0=277 МПа.

 

 

  4. Расчет зубчатой передачи

Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной прочности [1,c.187]

                                                         (4.1)

где K_Hβ – коэффициент расчетной нагрузки;

         Ψ_ва – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;

          T ₂ – вращающий момент на колесе.

                                                  (4.2)                

    где T₁ – вращающий момент на шестерне;

           η₃ –К.П.Д. редуктора.                                                       

    В проектном расчете предварительно принимаем K_Hβ =1,04, Ψ_a=0,43 [1,с.187].

Назначаем а _w =160 мм