Задание 6 вариант 9 Привод к цепномуконвейеру
Цепная передача
Муфта Электродвигатель
Редуктор
Рис. 1 Кинематическая схема привода.
Исходные данные:
Nр.в.= 4,7 кВт
np.в.= 50 об/мин
nс= 1500 об/мин
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
1 1. Кинематическийрасчет привода и выбор электродвигателя.
1.1. Общий КПД привода:
где
0,97 — КПД зубчатой передачи,
= 0,98-0,972-0,9953-0,93= 0,844.
1.2. Выбор электродвигателя
Требуемая мощность электродвигателя:
Nтp= Npв/ = 4,7/0,844 = 5,57 кВт
Выбираем асинхронный электродвигатель 4А112М4 [1с.27]:
мощность — 5,5 кВт
синхронная частота- 1500 об/мин скольжение — 3,6%
рабочаячастота 1500(100 — 3,6)/100 =1446 об/мин, перегрузка (5,5- 5,57)100/5,5 = 1,2%меньше 5%
Рис. 2Электродвигатель 4А112М4.
1.3. Передаточноечисло и выбор редуктора
Общее передаточноечисло привода:
u= nдв/nр.в.=1446/50 = 28,92
Передаточное число цепной передачи лежит в пределах 2Рассмотрим крайние варианты:
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
2 uр.п. = 2, тогда для редуктора up= u/up.п = 28,92/2 =14,46
up.п= 5, тогда дляредуктора up= u/upп= 28,92/5 = 5,78
Выбираем редуктор Ц2У с передаточнымчислом 12,5 Разбивка передаточного числа ступени.
Передаточное число тихоходной ступени:
uт= 0,88up0,5= 0,88-12,50,5=3,11, принимаемпо 2185-66 uт=3,15.
Передаточное число быстроходнойпередачи:
u6= up/uт= 12,5/3,15 = 3,96 принимаем по 2185-66 uб= 4,0.
Уточняем передаточное число цепной передачи:
uрп= 28,92/4,0-3,15= 2,30
1.4. Числаоборотов валов и угловые скорости:
nдв= 1446 об/мин 1= 144670=151,4рад/с
n2=n1/upп=1446/4,0=362об/мин 2=362
n3=n2/uб=362/3,15=115об/мин 3=115
n4= n2/uт=115/2,30=50 об/мин 4=50
1.5.Мощности передаваемые валами:
N1= Nтpм=5,57•0,98•0,995=5,43 кВт
N2=N1 пк= 5,43•0,97•0,995=5,24 кВт
N3= N2пк= 5,24•0,97•0,995=5,06 кВт
N4= N3цп= 5,06•0,93=4,7 кВт
1.6.Крутящие моменты:
Mj=NTp/coi= 5,43•103/151,4 = 35,9 Н•м
М2 = 5,24•103/37,9= 138,3 Н•м
М3= 5,06•103/12,0=421,7 Н•м
М4= 4,7•103/5,23= 898,7 Н•м
2. Расчет быстроходной ступени редуктора
2.1. Выборматериалов зубчатой пары.
Принимаем сталь 40Х, термообработка улучшение:
- шестерня НВ300,
- колесо НВ280.
2.2. Допускаемые напряжения.
Допускаемоеконтактное напряжение:
[н = где
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
3
Khl=1- коэффициент долговечности, при НВ8,3об/мин, SH=1,1 — коэффициент безопасности приулучшении.
[н = 630•1/1,1 =573 МПА.
Допускаемые напряжения изгиба:
где
— коэффициентдвухстороннего приложения нагрузок, — коэффициент градиента напряжений,
где S′F — 1,75 — коэффициент нестабильности,
S"F= 1,0- для штамповок.
= 540•1•0,7•1,035/1,75= 224 МПа
2.3. Межосевоерасстояние
где Ка = 430- для косозубых передач,
KH=1.05 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки,
0,40 — коэффициентширины колеса.
aw= 430(4,00+1)•[138,3•1,05/(5732•4,02•0,40)]1/3= 84 мм Принимаем по ГОСТ2185-66 [1 с. 36] aw= 80 мм
2.4. Геометрические параметры
Модуль зацепления
m=(0,01÷ 0,02)aw=(0,01÷0,02)•80 = 0,80ч÷1,6 мм Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m= 1 мм
Число зубьев:
- суммарное zc= 2awcosβ/m= 2•80cos10°/l= 158,
- шестерни z1 = zc/(u+l)= 158/(4,0 +1) = 32,
колеса z2= zc-Z1=158- 32 =126;
уточняем передаточное отношение: u= z2/z1=126/32 = 3,94,
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
4 невязка (4,00 — 3,94)100/4,0 = 1,5%
Действительное значение угла наклона:
cosβ= zcm/2aw= 158-1/2•80 = 0,9875→β=10°08
Фактическое межосевое расстояние:
aw= zcm/2cosβ= 158•l/2cos10°08’ = 80 мм. делительные диаметры:
d1= mz1/cosβ= l•32/cosl0°08' = 32,41 мм,
d2=126•l/cosl0°08’ = 127,59 мм; диаметры выступов:
da1=d1+2m= 32,41+2•1 =34,41 мм,
da2= 127,59+2•1 = 129,59 мм; диаметры впадин:
df1= d1-2,5m= 32,41 -2,5•1 =29,91 мм,
df2=127,59-2,5•1 = 125,09 мм;
ширина колеса:
b2= ψbaaw= 0,400-80 = 40 мм;
ширина шестерни:
b1=b2+5 = 40+5 = 45 мм; коэффициент ψbd= b1/d1= 45/32,41 = 1,39.
Рис. 3 Косозубаяцилиндрическая передача
2.5. Окружнаяскорость
V= πdn/6•104 =π•32,41•1446/6•104= 2,45 м/с. Принимаем 8-ю степень точности.
2.6. Силыдействующие.
Окружная сила:
Ft=2M1/d1=2•35,9•103/32,41 =2215Н. Радиальная сила
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
5 Fr = Fttgα/cosβ= 2215tg20°/cosl0°08' = 816 Н.
Осевая сила:
Fa= Fttgβ= 2215tgl0°08’=395 Н.
2.7. Расчетное контактноенапряжение:
где ZH — коэффициент формы суммарной длиныконтактных линий,
Zε — коэффициент суммарной длины контактных линий,
КHα=1,09 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
КHβ=1,12 — коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,
KHv=l,0- коэффициент динамической нагрузки.
ZH = (2cosβ/sin2α)0,5 =[2cos10°08’/sin(2•20)]0,5 =1,83.
Zε= (l/εα)0,5 = (1/1,73)0,5= 0,760,
где εα — коэффициент торцевого перекрытия.
εα= (1,88 — 3,2(l/z1+l/z2))cosβ= (1,88- 3,2(l/32+l/126))cosl0°08’=l,73 σH= (6160•l,83•0,760/80)[138,3(3,94+l)3•l,09•l,12•l,0/(40•3,942)]0,5=
= 590 МПа
Перегрузка:(590-573)100/573=3,0%допустимо 5%
2.8. Проверка передачи по напряжениям изгиба
σF= YFYp2000MKFαKFβKFv/(bdm),
где YF-коэффициент формызуба,
Yp — коэффициент наклона зуба,
Yβ= 1 — β/140 = 1 — 10°08’/140 = 0,928.
KFα=0,91 при 8 ст. точности,
KFβ= 1,20 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширинеколеса,
KFv= 1,1 — коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное числозубьев и коэффициент формы зуба:
ZЭKB= Z/cosβ3,
ZЭKBl= Z1/cosβ3= 32/cosl0°08’3 =33,2 → YF1= 3,76,
ZЭКВ2= Z2/cosβ3=126/cosl0°08’3 = 131→YF1= 3,60.
Отношение [σ]F/YF:
[σ]F1/YF1= 224/3,76 = 59,57 [σ]F2/YF2= 209/3,60 = 57,05
так как отношение [σ]F1/YF1> [σ]F2/YF2, то дальнейший расчет ведем
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
6 по зубьям колеса.
σF2= 3,60•0,928•2000•138,3•0,91•1,20•1,1/(45•127,59•1) =193МПа УсловиеσF2
3. Расчет тихоходнойступени редуктора
3.1. Выбор материалов зубчатой пары.
Принимаем те же материалы, что и длябыстроходной ступени.
3.2. Межосевоерасстояние
aw= 430(3,15+1)•[421,7•1,05/(5732•3,152•0,4)]1/3 =124 мм Принимаем по ГОСТ2185-66 [1 с. 36] aw= 125 мм
3.3. Геометрические параметры
Модуль зацепления
m= (0,01÷0,02)aw= (0,01÷0,02)425= 1,25÷2,5 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 с. 78] m= 2 мм
Число зубьев:
- суммарное zc= 2awcosβ/m= 2•125cosl0°/2 = 123,
- шестерни z3= zc/(u+l)= 123/(3,15+1) = 30,
колеса z4= zc-z3= 123- 30 = 93;
уточняем передаточное отношение: u= z4/z3= 93/30 = 3,10,
невязка (3,15 — 3,10)100/3,15 = 1,58%.
Действительное значение угла наклона:
cosβ= zcm/2aw= 123•2/2•125 = 0,9840 → β =10°15’. Фактическоемежосевое расстояние:
aw= zcm/2cosβ= 123•2/2cosl0°15^ = 125 мм. делительные диаметры:
d3= mz3/cosβ= 2•30/cosl0°15’ = 60,98 мм,
d4= 93•2/cosl0°15’ == 189,02 мм;
диаметры выступов:
da3= d3+2m= 60,98+2•2 = 64,98мм,
da4= 189,02+2•4 =193,02 мм;
диаметры впадин:
df3= d3 — 2,5m=60,98 — 2,5•2= 55,98 мм,
df4= 189,02-2,5•2 = 185,02 мм;
ширина колеса:
b4= ψbaaw= 0,400•125 = 50 мм;
ширина шестерни:
Ь4 = Ь3+5 = 50+5 = 55 мм; коэффициент ψbd= b3/d3= 55/60,98 = 0,90.
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
7 3.4. Окружная скорость
V=πdn/6•104 =π•60,98•362/6•104=1.16м/с.
Принемаем 8-ступень точности.
3.5. Силы действующие.
Окружная сила:
Р2 = 2M2/d3= 2•138,3•103/60,98= 4536 Н.
Радиальная сила
Fr2= P2tgα/cosβ= 4536tg20°/cosl0°15’ =1678 Н.
Осевая сила:
Fa2= P2tgβ= 4536tgl0°15’ = 820 Н.
3.6. Расчетноеконтактное напряжение:
где ZH — коэффициент формы суммарной длиныконтактных линий,
Zε — коэффициент суммарной длины контактныхлиний,
КHα=1,09 — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,
КHβ=1,12 — коэффициент распределения нагрузки по ширине вен-ца,
KHv=l,0- коэффициент динамической нагрузки.
ZH = (2cosβ/sin2α)0,5 = [2cos10°15’/sin(2•20)]0,5=1,75.
Zε= (l/εα)0,5 = (1/1,71)0,5= 0,765,
где εα — коэффициент торцевого перекрытия.
εα= (1,88 — 3,2(l/z1+l/z2))cosβ= (1,88- 3,2(l/30+l/93))cosl0°15’=l,71 σH= (6160•l,75•0,765/125)[421.7(3,10+l)3•l,09•l,11•l,0/(50•3,102)]0,5=
= 564 МПа
Недогрузка:(573-564)100/573=1.5%допустимо 15%
3.7. Проверка передачи по напряжениям изгиба
σF=YFYβ2000MKFαKFβKFv/(bdm),
где YF-коэффициент формы зуба,
Yβ — коэффициентнаклона зуба,
Yβ= 1 — β/140 = 1 — 10°15’/140 = 0,927.
KFa= 0,91 при 8 ст.точности,
KFp= 1,08 — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширинеколеса,
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
8 KFv= 1,3 — коэффициент динамической нагрузки. Эквивалентное числозубьев и коэффициент формы зуба:
Z3KB= Z/cosβ3,
Zэкв3= Z13/cosβ3= 30/coslO°15’3 = 31,5 →YF1= 3,79,
Zэкв4= Z24/cosβ3=93/cosl0°15’3 = 97,6→YF1= 3,60
Отношение [σ]F/YF:
[σ]F3/YF3= 224/3,79 = 59,10
[σ]F4/YF4= 209/3,60 = 58,05
так как отношение [σ]F3/YF3> [σ]F4/YF4, то дальнейшийрасчет ведем по зубьям колеса.
σF4= 3,60•0,927•2000•421,7•0,91•1,08•1,3/(50•189,02•2)= 190 МПа
Условие σF4
4. Расчет цепной передачи
4.1. Выбор цепи
Выбираем цепь приводную роликовую однорядную типа ПР по ГОСТ 13568-81.
4.2. Коэффициент эксплуатации
Кэ = КдКсК0КрегКр,
где Кд = 1 — коэффициентдинамической нагрузки, Кс= 1,5 — смазка периодическая,
К0= 1,0 — положениепередачи горизонтальное, Крег = 1,25- нерегулируемаяпередача,
Кр= 1 — работа в одну смену.
Кэ= 1,5-1,25 = 1,88.
4.3. Шаг цепи
где [р] = 30 МПа — допускаемоедавление в шарнирах.
z1 — число зубьев малойзвездочки,
Zl= 29-2u= 29-2•2,30 = 24. Число зубьев ведомой звездочки:
z2= z1u= 24•2,30 = 55.
р =2,8(421,7•103•1,88/24•30)1/3 = 28,9 мм
Принимаем ближайшее большее значение р= 31,75 мм:
- разрушающая нагрузка Q =89,0 кН;
- масса одного метра цепи q= 3,8 кг/м;
-
Изм.
Лист
Лист
№ докум.
Подпись
Дата
ПЗ
9 диаметр валика d1 = 11,1 мм;
- ширина внутреннего звена b3= 19,05 мм
Уточняем разрушающую нагрузку [р] = 32,4 МПа [1с.91].
4.4. Межосевоерасстояние
ар = 0,25 {Lp-0,5zc+[(Lp-0,5zc)2 — 8Δ2]0,5}
где Lp — число звеньевцепи,
zc — суммарное число зубьев,
zc=z1+z2= 24+55 = 79,
Δ =(z2– z1)/2π= (55 — 24)/2π= 4,93.
Lp= 2ap+0,5zc+Δ2/ap= 2•40+0,5•79+4,932/40 = 120,1
где ар = 40 — межосевое расстояниев шагах (предварительно), принимаем Lp= 120
ар = 0,25{120 — 0,5•79+[(120 — 0,5•79)2 — 8•4,932]0'5}= 40
а = арр = 40•31,75 = 1272 мм.
4.5. Конструктивныеразмеры звездочек
Делительные диаметры
dД= t/[sin(180/z)]
ведущая звездочка:
dд1= 31,75/[sin(l80/24)] = 244 мм,
ведомая звездочка:
dд2=3 l,75/[sin(l80/55)]= 556 мм.
Диаметры выступов
De= p(K+Kz-0,31/λ)
где К = 0,7 — коэффициент высоты зуба
λ — геометрическая характеристиказацепления,
Kz— коэффициент числазубьев
λ = p/d1= 31,75/11,1 =2,86,
Kz1= ctg180/z1 = ctgl80/24 = 7,60,
Kz2 = ctgl80/z2 = ctgl 80/55 = 17,49,
De1= 31,75(0,7+7,60 — 0,31/2,86) = 260 мм,
De2 = 31,75(0,7+17,49-0,31/2,86) = 578 мм.
Диаметрывпадин:
Df1=dД-(d1-0,175dД0,5)
Dfl= 244 — (11,1 – 0,175•2440,5)=236мм
Df2= 556 -(11,1-0,175•5560'5)= 552 мм
Ширина зуба:
b= 0,93b3 — 0,15 = 0,93•19,05 — 0,15 = 17,57 мм
Толщина диска:
С=b+2r4= 17,57+2•1,6 = 20,77 мм