15. Приклад проектування приводу пластинчастого конвеєра
Вихідні дані: Момент, що обертає на вихідному валу ТВ = 260 Нм; частота обертання на вихідному валу nвих = 190 об / хв .; ; ; Строк служби . Режим роботи IV.
Рис.1. Кінематична схема конічного одноступінчастого редуктора
1. Кінематичний розрахунок і підбір електродвигуна
1. Загальний ККД приводу
де = 0,98 - ККД муфти; = 0,96 - ККД конічної зубчастої передачі; = 0,97 - ККД циліндричної зубчастої передачі; - коефіцієнт, що враховує втрати пари підшипників кочення (таблиця 1).
Тип передачі або пристрою
Зубчаста циліндрична закрита
Зубчаста конічна закрита
Черв'ячна закрита пара при
Підшипники кочення (одна пара)
2. Необхідна потужність електродвигуна
3. Вибір електродвигуна
За необхідної потужності РТР = 3,07 кВт вибираємо електродвигун трифазний короткозамкнений загальнопромислового призначення серії 4А з синхронною частотою обертання 3000 об / хв. марки 4АМ90 L 2УЗ з параметрами РДВ = 3 кВт і nдв = 2840 об / хв.
4. Розбивка передавальних чисел
Передавальне число приводу
Передавальне число відкритої зубчастої передачі приймаємо u про .п = 4. Тоді
Розбиваємо передавальне число редуктора сходами.
З стандартного ряду приймаємо Uб = 6,3 ГОСТ 12289-76.
З стандартного ряду приймаємо Uт = 4,5.
Уточнюємо фактичне передавальне число редуктора
Уточнюємо передавальне число відкритої зубчастої передачі
5. Частота обертання валів
6. Крутні моменти на валах
2. Розрахунок зубчастих передач редуктора
Розрахунок тихохідної ступені (I - ий варіант)
Розрахунок ведеться методом еквівалентних циклів
1. Вибір матеріалів. Для шестерні вибираємо сталь 40Х, термообробка - поліпшення, твердість H В 269 ... 302, межа міцності = 900 МПа, межа плинності = 750 МПа.
Для колеса - сталь 40Х, термообробка - поліпшення, твердість H В 235 ... 262, межа міцності = 790 МПа, межа плинності = 640 МПа.
Межа контактної витривалості вибираємо з таблиці 2:
- межа витривалості при вигині з таблиці 6.3;
- максимальне значення напруги вигину зубчастих коліс при короткочасних перевантаженнях.
Тоді допустимі напруження будуть
4. Попереднє міжосьова відстань за формулою:
де Т1Н = Т2 = 48,19 Нм - обертовий момент на шестірні;
К = 10 - орієнтовний коефіцієнт, що залежить від поверхневої твердості зубів шестерні і колеса.
З стандартного ряду приймаємо = 140 мм.
Попередня ширина вінця
Попередній ділильний діаметр
Коефіцієнт ширини по діаметру
Окружна швидкість зубчастих коліс за формулою:
За знайденою окружної швидкості призначаємо 9- ю ступінь точності зубчастої передачі (таблиця 4).
9. Перевірка зубів коліс на витривалість по контактним напруженням за формулою:
де = 8400 - для косозубих передач, МПа;
Т1H = Т2 - при розрахунку методом еквівалентних циклів;
10. Перевірка зубів коліс на витривалість по напруженням вигину
де - розрахункове окружне зусилля при розрахунку методом еквівалентних циклів;
YFS - коефіцієнт, що враховує форму зуба і концентрацію напружень
тут x = 0 - коефіцієнт зміщення ріжучого інструменту від початкової окружності;
- еквівалентну число зубів
Коефіцієнт навантаження при розрахунку по напруженням вигину за формулою:
де - коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілу навантаження по довжині контактних ліній;
- коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження між зубами;
= 1,1 - коефіцієнт, що враховує динамічне навантаження, що виникає в зачеплення до зони резонансу (таблиця 6).
Коефіцієнт, що враховує нахил зуба за формулою:
Коефіцієнт. враховує перекриття зубів косозубой передачі
де - коефіцієнт торцевого перекриття
Тоді напруги вигину в зубах колеса
Напруження згину в зубах шестерні
Умови міцності виконуються.
Примітка. В чисельнику наведені значення для прямозубих передач,
а в знаменнику наведені для косозубих коліс.
11. Перевірочний розрахунок на міцність зубів при дії пікового навантаження
Розрахунок проводиться для запобігання залишкових деформацій або крихкого руйнування поверхневого шару і поломки зубів при дії випадкового пікового моменту Тпік.
Величина максимального контактного напруги визначається за формулою:
де КAS = 2 - коефіцієнт зовнішньої динамічної максимального навантаження;
= 426,21 МПа - контактне напруження при дії ТH розрахункового моменту.
Допустиме максимальне напруження приймають при поліпшенні
Значення максимального напруження згину визначається за формулою:
тут = 252,17 МПа - максимальна величина напруги вигину для кожного колеса при розрахунку на згинальну витривалість.
Допустиме максимальне напруження зубів коліс по формулі:
тут = 500 МПа - межа витривалості при згині;
YNmax = 4 - максимальне можливе значення коефіцієнта довговічності при згині;
Кst = 1,2 - коефіцієнт впливу частоти додатки пікового навантаження;
Sst = 2 - коефіцієнт запасу міцності.
Умови міцності виконуються.
Розрахунок швидкохідної щаблі
Розрахунок ведеться методом еквівалентних циклів
1. Вибір матеріалів. Для шестерні вибираємо сталь 40ХН, термообробка - гарт, твердість HRC 48 ... 53, межа міцності = 1600. МПа, межа плинності = 1400 МПа.
Для колеса - сталь 40Х, термообробка - поліпшення, твердість H В 269 ... 302, межа міцності = 900 МПа, межа плинності = 750 МПа.
Межа контактної витривалості вибираємо з таблиці 2:
Число циклів зміни напружень, відповідне межі контактної витривалості
Ресурс передачі за формулою:
2. Контактні напруги по формулі:
Коефіцієнт довговічності за формулою: