1. Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Исходные данные:

Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V - скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z – число зубьев звездочки; 9

P – шаг тяговых звездочек, мм; 100

1.2 Выбор электродвигателя.

1.2.1 Определение потребляемой мощности привода

Р_вых. = FtּV, (1.1)

где Р_вых.- потребляемая мощность привода, кВт

Р_вых = 1 ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт

1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя

Р_э = Р_вых / ף_об, (1.2)

где Р_э - потребляемая мощность электродвигателя;

ף_об – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.

ף_об= ף_ц.п ּ ף_к.п ּ ף_м, ּ ף_м (1.3)

где ף_ц.п – КПД цилиндрической передачи, ף_ц.п=0,96 – 0,98;

ף_ц.п – КПД конической передачи, ף_ц.п=0,95 – 0,97;

ף_м – КПД муфты, ף_м=0,98.

ף_об= 0,97•0,96•0,98² = 0,89

Р_э =0,75/0,89=0,84 кВт

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

n_э= n_вּ u₁ּu₂ּ …(1.4)

где u₁, u₂ - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

n_в - частота вращения приводного вала, мин.^-1

n_э – предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин^-1

, (1.5)

мин^-1

Принимаем значения передаточных чисел:

U_б= 2,5- 5 U_т=2-5

n_э=504,54=900 мин.^-1

По найденным значениям Р_э и n_э выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84

P_э = 1,1 кВт,n_э = 695 об./мин.

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:

U_общ= n_э/ n_в (1.6)

где n_э - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.^-1

U_общ= 695/50= 13,9

U_ред= U_общ (1.7)

U_ред= 13,9

Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.

, (1.8)

где U_т – передаточное число тихоходной ступени.

Из стандартного ряда чисел принимаем U_т=4 по СТСЭВ 229-75

U_б=U_ред/U_т, (1.9)

где U_б – передаточное число быстроходной ступени

U_б=13,9/4=3,48

Из стандартного ряда чисел принимаем U_б=3,55 по СТСЭВ 229-75

1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P₁ = P_э ּ ף_м, (1.10)

где P₁ – мощность на первом валу, кВт;

ף_м – КПД муфты

P₁ = 1,10,98=1,08 кВт

P₂ = P₁ ּ ף_к.п., (1.11)

где P₂ – мощность на втором валу, кВт;

ף_к.п. – КПД конической передачи

P₂ = 1,080,96=1,05 кВт

P₃ = P₂ ּ ף_ц.п., (1.12)

где P₃ – мощность на третьем валу, кВт;

ף_ц.п. – КПД цилиндрической передачи

P₃ = 1,05·0,97=1 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n₁ = n_э = 695 мин^-1 (1.13)

n_i=n_i-1/U_i, (1.14)

где n_i, n_i-1 – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин^-1

n₂ = n₁ /u_б, (1.15)

где u_б – передаточное число быстроходной ступени.

n₂ = 695/3,55=195,77 мин^-1

n₃ = n₂ /u_т, (1.16)

где u_т – передаточное число тихоходной ступени.

n₃ = 195,77/4=48,94 мин^-1

Крутящие моменты на валах определяются по формуле:

T_i = , Н ּ м(1.17)

где T_i - крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Р_i - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин^-1

T₁ = 9550 ּ P₁/n₁ = 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)

T₂ = 9550 ּ P₂/n₂ = 9550 ּ 1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)

T₃ = 9550 ּ P₃/n₃ = 9550 ּ 1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1.

2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи

2.1 Исходные данные

Крутящий момент на шестерне Т₁=51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т₂=195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n₁ =195,77 мин^-1;

Частота вращения колеса n₂ =48,94 мин^-1;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования К_С =0,29;

Коэффициент годового использования К_Г =0,8.

2.2 Выбор материала и термической обработки колес

Шестерня: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.

1. Определение допускаемых напряжений

2.3.1 Определение срока службы передачи

(2.1)

где t_Σ – срок службы передачи, час.

t_Σ=5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность

, (2.2)

где - базовое допускаемое напряжение, Мпа;

z_N – коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]_но определяется по формуле:

(2.3)

где σ_Hlim - длительный предел контактной выносливости, МПа;

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, Z_R= 1;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние скорости,

Z_V = 1;

S_H - коэффициент запаса прочности, S_H =1,3 – при однородной структуре материала;

S_H =1,3 – при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле:

(2.4)

где N_HO - базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения N_HO принимается равным:

(2.5)

Если N_НО получится больше 12·10⁷, то принимают 12·10⁷.

Когда твёрдость задана в HRC, то

(2.6)

Эквивалентное число циклов нагружения N_HE определяется по зависимости:

N_HE =60 n t Σ(T_i/T_H)^m/2·t_i/t=

=60 n t (a₁b₁³ + a₂b₂³+…+ a_ib_i³), (2,7)

где a_i,b_i – коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)

В случае получения N_HE> N_HО, Z_N=1.

За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[σ]_HP=953,25МПа – расчётное допускаемое напряжение.

2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]_F, МПа определяется по формуле:

[σ]_F = [σ]_FО Y_A Y_N, (2.8)

где [σ]_FО - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

Y_A - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: Y_A=1;

Y_N-–коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]_FО, определяются по формуле:

[σ]_FО = (σ_FimY_RY_XY_б)/S_F, (2.9)

где σ_Fim - предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

Y_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

Y_R =1;

Y_X – коэффициент размеров, Y_X =1;

Y_б - коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Y_б =1;

S_F – коэффициент запаса прочности, S_F=1,7.

Коэффициент долговечности Y_N определяют как:

(2.11)

где N_FO - базовое число циклов нагружения, N_FO =410⁶;

N_FЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения N_FЕ определяются по формуле:

(2.12)

При N_FE>N_FO коэффициент долговечности Y_N=1.

2.3.4 Определение межосевого расстояния

(2,13)

где a_w- межосевое расстояние, мм;

K_a - вспомогательный коэффициент, K_a = 450;

К_Н – коэффициент нагрузки;

ψ_a - коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным ψ_a=0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным K_H=1,4.

Из нормального ряда чисел принимаем

2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 HB модуль назначают:

m = (0,01…0,02)а_W, (2,14)

а при твёрдости >45 HRC

m_n = (0,016-0,0315) a_w (2,15)

m_n = (0,016-0,0315)100

m_n = 1,6 – 3,15

Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).

2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи

z_Σ = 2a_w/m_n, (2,16)

2.3.7 Определение числа зубьев шестерни

z₁ = z_Σ/(u+1) (2,17)

z₁ = 100/5=20

Z₁>Z_min, (2,18)

где Z_min=17 – для прямозубых передач.

Условие выполняется.

2.3.8 Определение числа зубьев колеса

z₂ = z_Σ- z₁ (2,19)

z₂= 100-20 =80

2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:

d=m_n z

d₁=220=40 мм d₂=280=160 мм

Диаметры вершин зубьев:

d_a = d + 2·m_n (2,20)

d_a1 = d₁ + 2·m_n = 40 + 2·2 = 44 мм;

d_a2 = d₂ + 2·m_n = 160 + 4 = 164 мм;

Диаметры впадин зубьев:

d_f = d – 2.5·m_n (2,21)

d_f1 = d₁ – 2.5·m_n = 40 – 2,5·2 = 35 мм;

d_f2 = d₂ – 2.5·m_n = 160 – 2,5·2 = 155 мм;

Ширина колеса:

b₂ = ψ_a · a_W (2,22)

b₂ = ψ_a · a_W = 0.25·100 = 25 мм

Ширина шестерни:

b₁ = b₂ + 5мм (2,23)

b₁ = b₂ + 5 = 25 + 5 = 30 мм

2.3.10 Определение усилий в зацеплении

Окружное усилие:

F_t = (2T) / d, (2,24)

где F_t- окружное усилие, кН;

T - крутящий момент на зубчатом колесе, Н • м;