Баловнев,Лукьянов М.У для заочников (Баловнев, Лукьянов М. У. для заочников), страница 4

= t = 1=0 ,99ηnηnгде η п = 0 ,99 - коэффициент полезного действия опор (на подшипниках качения)приводного вала конвейера (стр. 6).2.2. Требуемая мощность электродвигателяPп р.в .4 ,83= 5 ,46 кВт ,ηобщ . 0 ,884где η общ . = η мη з .п .η ц .п . = 0 ,98 ⋅ 0 ,97 ⋅ 0 ,93 = 0 ,884 - коэффициент полезного действиявсего привода; η м = 0 ,98 , η з.п.

= 0 ,97 , ηц.п. = 0 ,93 - коэффициенты полезногоPэТ.д . ==действия муфты, зубчатой и цепной передач соответственно (стр. 6, табл. 1).2.3.Частота вращения приводного вала конвейерапп р .в . =60 ⋅ V 60 ⋅ 1,45−1= 92 ,3 мин .=π ⋅Dπ ⋅ 0 ,32.4. Требуемая частота вращения электродвигателя−1∗пэ∗.д . = пп р.в .иобщ. = 92,3 ⋅ 10 = 923 мин ,∗∗∗где иобщ . = и з .п .иц .п . = 5 ⋅ 2 = 10 - ориентировочное общее передаточное число∗привода; из .п . = 2...6 ,3 = 5 - ориентировочное передаточное число зубчатой передачи;иц∗ .п. = 2 - ориентировочное передаточное число цепной передачи (стр. 10, табл.

4).Примечание. Во избежание получения больших размеров ведомой звездочки цепной∗передачи целесообразно принимать иц.п. в пределах 1,5...3. Ориентировочно его величину∗можно найти по формуле иц .п . ≈ 8 D / Ft . Если задание содержит коническийредуктор, то передаточное число конической передачи следует брать в пределахи∗з .п. = 3...5 . Если редуктор червячный, uг .п. = 15 ...30 .2.5. Выбор электродвигателя по каталогуВыбираем асинхронный электродвигатель серии 4А, марки 132S6/965 с()−1параметрами: Р э .д . = 5 ,5 кВт; пэ .д .

= 965 мин ; Тmax / Тном = 2,5 . Диаметр валаэтого электродвигателя d э.д. = d 1 = 38 мм (стр. 7, табл. 2 и стр.9, табл. 3).Примечание. При выборе двигателя следует учитывать, что установленная, т.е.номинальная мощность электродвигателя Р э .д . , должна быть больше или равна14Ттребуемой Р э .д . (допускаемая перегрузка асинхронных электродвигателей до 8% [2]), адействительная (синхронная) частота вращения электродвигателя как можно более∗близкой к ориентировочной требуемой пэ .д .

. Это позволит не выйти из рекомендуемогодиапазона передаточных чисел, входящих в привод.Следует иметь в виду, что электродвигатели с синхронными частотами вращения(частотами вращения магнитного поля) 1000 и 1500 минчастотами 750 и 3000 мин−1−1предпочтительнее, чем с.3. Разбивка общего передаточного числа привода по передачам3.1.

Фактическое общее передаточное число приводаиобщ . =пэ .д .965= 10 ,46 .=пп р.в . 92,33.2.Передаточное число редуктораПринимаемстандартноезначениепередаточногочислаu ред . = u з .п. = 5 .Тогда передаточное число цепной передачи будетиц.п. =иобщ .и з .п .=редуктора10 ,46= 2,09 .5Примечание. Если предполагается серийное или крупносерийное производство редукторовили в перспективе возможна модернизация конвейера с использованием серийныхредукторов, то полученные значения передаточных чисел зубчатых передач следуетокруглить до стандартных и уточнить передаточное число цепной передачи.4.

Подготовка исходных данных для расчета элементов привода4.1. Частоты вращения валов привода−1п I = пэ .д . = 965 мин ;−1п II = п I = 965 мин (соединены через муфту);п965−1= 193 мин ;пIII = II =5и з .п .п193−1= 92,3 мин = пп р.в . - проверка.пIV = III =иц.п. 2,094.2. Мощность на валах привода (расчет по потребляемой мощности)PIV = Pп р.в . = 4 ,83 кВт; PIII =PIV4 ,83= 5 ,19 кВт;=ηц.п. 0 ,93PP5 ,355 ,19= 5 ,35 кВт; PI = II == 5 ,46 кВт = Pэ .д .

- проверка.PII = III =η з .п. 0 ,97η М 0 ,98Примечание. Расчет редуктора и входящих в привод передач производят по потребляемой(требуемой) или установленной мощности. Первый случай предпочтительней, посколькупозволяет получить меньшие габариты привода. Он применяется при известных15технологических нагрузках (нагрузках на конвейер), если в приводе имеетсяпредохранительное устройство, исключающее перегрузку, и если в будущем непредполагается модернизация конвейера с увеличением его производительности. Впротивном случае расчет ведут по установленной мощности.4.3.

Моменты на валахP5 ,46= 54 ,03 Н.м;TI = 9550 I = 9550 ⋅965пITII = TI η м = 54 ,03 ⋅ 0 ,98 = 52,95 Н.м;TIII = TII η з .п.из .п. = 52,95 ⋅ 0 ,97 ⋅ 5 ,0 = 256 ,8 Н.м;TIV = TIII η з .п.иц.п. = 256 ,8 ⋅ 0 ,93 ⋅ 2,09 = 501,1 Н.м.4.5. Результаты силового и кинематического расчета приводаВалыПередачиКПДunPTРазм.мин-1кВтН.мIIIМуфта0,9819655,4654,03IIIЗубчатая0,9759655,3552,951935,19256,8Таблица 1IVЦепная0,932,0992,34,83501,18.2. Пример №2.

Расчет цилиндрической косозубой зубчатой передачи [7]Исходные данные для расчета берут в табл. 1 примера № 1.Т 1 = ( Т II ) = 52,95 Н.м - момент на валу шестерни;Т 2 = ( Т III ) = 256 ,8 Н.м - момент на валу колеса;п1 = ( п II ) = 965 мин -1 - частота вращения вала шестерни;п2 = ( п III ) = 193 мин -1 - частота вращения вала колеса;u = ( и з .п. ) = 5 - передаточное число зубчатой передачи.Примечание.

В скобках даны обозначения, соответствующие примеру № 1.1.Установление основных данных1.1. В соответствии с рекомендациями п. 1.5. по табл. 1 выбираем материалзубчатых колес и вид термообработки:шестерня - сталь 40Х со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48...55 НRCЭ;колесо - сталь 45, улучшенная до твердости 235...265 НВ с пределом текучести σ Т = 540МПа (рис. 8).Расчет будем вести по средней твердости: шестерни - 50 HRCЭ, колеса - 250 НВ.1.2. Степень точности по контакту по п. 1.6.Ожидаемая окружная скоростьn 3T965 3 52,95= 1,81 м/c.V≈ 1 1 =20002000Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора.161.3. Принимаем коэффициент ширины ψ d = 0 ,9 в соответствии с п. 1.4., т.к.твердость колеса - НВ2<350.1.4.

Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки K A = 1 , посколькублок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки (п. 2.1.).1.5. Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длинеконтактных линий, при ψ d = 0 ,9 , HB2 <350 НВ и схеме передач № 6, согласно рис. 4,равен K Hβ = K Fβ = 1,05 .2. Коэффициенты режима работы3t  T µ3 = ∑ i  i  = 0,25 + 0,25 ⋅ 0,73 + 0 ,25 ⋅ 0 ,5 3 + 0,25 ⋅ 0 ,33 = 0,374;t Σ  Tmax 6t  T µ6 = ∑ i  i  = 0,25 + 0,25 ⋅ 0,76 + 0,25 ⋅ 0 ,56 + 0,25 ⋅ 0,36 = 0 ,283;t Σ  Tmax 9t  T µ9 = ∑ i  i  = 0,25 + 0 ,25 ⋅ 0 ,79 + 0,25 ⋅ 0,5 9 + 0,25 ⋅ 0,39 = 0,26.t Σ  Tmax 3. Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости3.1.Суммарные числа циклов по формуле (3б)N Σ 1 = 60 nз n1 Lh = 60 ⋅ 1 ⋅ 965 ⋅ 14000 = 8 ,11 ⋅ 10 8 ;N Σ 2 = N Σ 1 / u = 8 ,11 ⋅ 10 8 / 5 = 1,62 ⋅ 10 8 .3.2.

Эквивалентные числа циклов по формуле (6)N HE1 = N Σ 1µ 3 = 8 ,11 ⋅ 10 8 ⋅ 0 ,374 = 3,03 ⋅ 10 8 ;N HE 2 = N HE1 / u = 3,03 ⋅ 10 8 / 5 = 6 ,06 ⋅ 10 7 .3.3. Базовые числа циклов по формуле (9)N HG 1 = 340 ⋅ HRC Э3,15 + 8 ⋅ 10 6 = 340 ⋅ 50 3,15 + 8 ⋅ 10 6 = 8 ,44 ⋅ 10 7 ;N HG 2 = 30 ⋅ HB 2,4 = 30 ⋅ 250 2,4 = 1,71 ⋅ 10 7 .3.4. Коэффициенты долговечности (п. 4.1.2.)Поскольку N HE1 > N HG1 , а N HE2 > N HG2 , тоN HG18,44 ⋅ 10 720= 0,938 > 0 ,75 , аZ N 1 = 20=N HE13,03 ⋅ 10 8N HG 21,71 ⋅ 107= 0,939 > 0 ,75 .Z N 2 = 20= 207N HE26,06 ⋅ 103.5.

Пределы контактной выносливости (п. 4.1.1.)σ H lim1 = 17 ⋅ HRC Э + 200 = 17 ⋅ 50 + 200 = 1050 МПа;σ H lim 2 = 2 ⋅ HB2 + 70 = 2 ⋅ 250 + 70 = 570 МПа.173.6. Коэффициенты запаса (п. 4.1.2.): шестерни - S H 1 = 1,1 , колеса - S H 2 = 1,1 .3.7. Допускаемые напряжения шестерни и колеса по формуле (7)σ H lim 1 Z N 11050 ⋅ 0 ,938⋅ 1,0 = 895 МПа;Z R ZV Z X =SH 11,1σ2 Z N 2 Z Z Z = 570 ⋅ 0 ,939 ⋅ 1,0 = 487 МПа,[σ ]H 2 = H limR V XSH 21,1где принято ZR ZV Z X = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/c.[σ ]H 1 =3.8.

Расчетное допускаемое напряжение (п. 4.2.)[σ ]H = 0 ,45 ⋅ ([σ ]H 1 + [σ ]H 2 ) = 0 ,45 ⋅ (895 + 487) = 622 МПа;[σ ]H = 1,25 ⋅ [σ ]Н min = 1,25 ⋅ 487 = 609 МПа.За расчетное принимаем меньшее, т.е. [σ ] = 609 МПа.H4. Определение основных размеров4.1. Начальный диаметр шестерни по формуле (14)d w1 = 675⋅ 3T2 K A K Hβ ( u + 1 )[]= 675⋅ 3256,8 ⋅ 1,0 ⋅ 1,05⋅ ( 5 + 1 )0,9 ⋅ 6092 ⋅ 52ψ d σ 2H u24.2. Расчетная ширина колеса по формуле (15)расч .= ψ d d w1 = 0 ,9 ⋅ 39 ,07 = 35 ,16 мм.bw4.3. Межосевое расстояние по п. 6.2.1= 39,07 мм.d ( u + 1 ) 39 ,07 ⋅ ( 5 + 1 )== 117 ,2 мм.a wрасч .

= w122Принимаем стандартное межосевое расстояние a w = 125 мм. Поскольку расчетноемежосевое расстояние отличается от стандартного, уточняем ширину колеса по формулерасч .  22 117 ,2 треб .расч .  a w= bw⋅= 35 ,16bw = 30 ,91 мм. aw 125 Принимаемширинуbw1 = bw 2 + 5 = 31 + 5 = 36 мм.колесаbw 2 = 31 мм,ширинушестерни5. Определение геометрии зацепления5.1. Модуль (п. 6.2.2.)m ≈ ( 0 ,01...0 ,02 ) ⋅ a w = ( 0 ,01...0 ,02 ) ⋅ 125 = 1 ,25...2 ,5 мм.Согласно п. 1.1. в указанном диапазоне находятся модули: 1,25; 1,5; 1,75; 2,0; 2,25 и2,5. Выбираем модули, соответствующие первому предпочтительному ряду: 1,5; 2,0 и 2,5.0Расчет ведем для трех вариантов.

Ориентировочно принимаем β w = 12 . Результатысведем в таблицу.18Параметры, формулы, размерностьМодуль зуба m , ммЧисло зубьев шестерни с округлением до целого числаz1 =2a w cos β wm( u + 1 )Значения параметров1,52,02,5272016135100805513,5905016,26020Число зубьев колеса с округлением до целого числаz 2 = z1 uФактическое передаточное число u = z 2 / z1Угол наклона зуба ( с точностью до секунд или 4-гоm( z1 + z2 )2awзнака после запятой) βw = arccos16,26020π ⋅m, мм20,0522,4428,05sin β w1,551,381,11Коэффициент осевого перекрытия ε β = bw 2 / PxПримечание.