СОДЕРЖАНИЕ

Задание 2

1. Выбор электродвигателя 3

2. Кинематический расчёт 4

3. Расчёт редуктора 4

4. Расчёт зубчатой ремённой передачи 7

5. Расчёт элементов корпуса 9

6. Предварительный расчёт диаметров валов 10

7. Расчёт реакций опор и изгибающих моментов валов 13

8. Проверочный расчёт валов на прочность 16

9. Выбор и расчёт подшипников 17

10. Расчёт шпоночных соединений 18

11. Расчёт червяка на жёсткость 19

12. Тепловой расчёт редуктора 19

13. Выбор масла 20

Литература 22

Приложения 23

ЗАДАНИЕ

Рис. 1. Кинематическая схема привода к цепному конвейеру:

1 – электродвигатель;

2 – клиноремённая передача;

3 – редуктор червячный;

4 – муфта компенсирующая;

5 – тяговые звёздочки.

Т₄ = 40 Нм, n₄ = 20 мин^-1

1. Выбор электродвигателя

Для работающего в постоянном режиме применяют асинхронные электродвигатели общего назначения, которые выбираются по мощности так, чтобы Рдв > Ррасч

Находим КПД привода, учитывая, что:

_ч – КПД закрытой червячной передачи, _ч = 0,75;

_рем – КПД ремённой передачи, _цеп = 0,96;

_п – КПД пары подшипников, _п = 0,99.

_м – КПД муфты, _м = 0,99.

_об = _рем _ч _м _п³ = 0,96 · 0,75 0,99 · 0,99³ = 0,69

Определяем требуемую номинальную мощность двигателя

(кВт)

По требуемой мощности Р=0,12 кВт выбираем следующий электродвигатель

АА56S4У3 n = 1380 мин^-1;

Число оборотов электродвигателя

n_дв = n₄ u_ред u_рем = 20  31,5 2 = 1260 мин^-1

Общее передаточное число привода

u_пр = u_рем u_ред

u_ред – передаточное число редуктора;

u_рем – передаточное число ремённой передачи; принимаем u_рем = 2

u_ред = 31,5

Окончательный выбор электродвигателя делаем по требуемой мощности и числу оборотов. Выбираем электродвигатель трёхфазный асинхронный короткозамкнутый закрытый обдуваемый АА56S4У3 ТУ 16-525.564-84

АА – серия;

56 – высота оси центров;

S – установочный размер по длине станины;

4 – число полюсов;

У3 – категория климатического размещения.

Мощность электродвигателя Р_дв = 0,12 кВт  0,12 кВт, число оборотов

n_дв = 1380 мин^-1_.

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Мощности на валах

Р₂ = Р_дв _рем _п = 0,12 · 0,96 · 0,99 = 0,11 (кВт)

Р₃ = Р₂ _ч _п = 0,11 · 0,75 · 0,99 = 0,085 (кВт)

Р₄ = Р₃ _м _п = 0,08 · 0,99 · 0,99 = 0,082 (кВт)

Уточняем передаточные числа.

Общее передаточное число привода

Принимаем u_ред = 25, тогда передаточное число ремённой передачи

Частоты вращения валов

n₁ = n_дв = 1380 (мин^-1)

n₂ = n₁ /u_рем = 1380/2,22 = 621,62 (мин^-1)

n₃ = n₂ /u_ред = 621,62/31 = 20,05 (мин^-1)

Крутящие моменты на валах находим по формуле

(Нм)

(Нм)

(Нм)

3. Расчёт редуктора

Смещение исходного контура отсутствует. Червяк ведущий.

Исходные данные:

Р₁ – мощность на червяке, кВт, 0,11;

n₁ – частота вращения червяка, мин^-1, 621,62;

u – передаточное число, 31

3.1. Назначаем число заходов червяка - 1

Определяем число зубьев колеса

z₂ = z₁  u = 1  31 = 31

Округляем до целого числа z₂ = 31 . По условиям неподрезания зубьев z₂  28.

Уточняем передаточное число

3.2. Выбираем коэффициент расчётной нагрузки при расчёте по контактным напряжениям К_н и изгибным напряжениям К_F

Можно принимать К_н = К_F = 1,1…1,4

Большие значения применяем для высокоскоростных передач и переменной нагрузке.

3.3. Определяем вспомогательную величину S

где: q –коэффициент диаметра червяка. Предварительно принимаем q = 10.

 - КПД червячной передачи, 075

3.4. Выбираем материал червяка и колеса.

Для колеса выбираем материал колеса – антифрикционный чугун;

Допускаемые напряжения _Н = 196 МПа, v_s = 2,5 м/с

Для червяка

Сталь 40Х, закалка HRC 45…55.

3.5. Допускаемое напряжение изгиба [_F] = K_FL[_F]

[_F] - допускаемое напряжение изгиба при базовом числе циклов перемены напряжений N_F0 = 10⁶ по табл. [1].

[_F] = 100 МПа.

Принимаем K_FL=0,7

_F=0,7100=70 МПа

3.8. Определяем модуль передачи

мм

Значение модуля m округляем до стандартного значения, уточняем величину червяка q=10, m = 3,15 – принимаем по конструктивным соображениям.

3.9. Определяем делительный диаметр червяка d₁, делительный диаметр колеса d₂ и межосевое расстояние а, мм

мм мм

мм

3.10. Находим делительный угол подъёма линии витка червяка

3.11. Определяем скорость скольжения v_s, м/с

(м/с)

3.12. По табл. 1.2 уточняем _H=198 МПа

По v_s выбираем приведенный угол трения –= 2 

3.13. Уточняем КПД червячной передачи

3.14. Выполняем проверочный расчёт по контактным напряжениям

МПа

3.15. Окружная скорость колеса, м/с

м/с

3.16. Определяем окружную силу для колеса и осевую для червяка

Н

Радиальная сила на колесе

Н

Осевое усилие на колесе и окружное на червяке

Н

3.17. Находим ширину венца колеса b₂, соответствующую углу обхвата червяка колесом 100 , и длину нарезной части червяка b₁, мм:

при числе заходов червяка z₁ = 1, 2 b₂  0,75d_a1 = 0,75  42 = 31,5 мм, принимаем b₂= 31 мм.

где: d_a1 – диаметр вершин витков червяка

d_a1 = d₁ + 2m = 35 + 2  3,5 = 42 мм

3.18. Длина нарезаемой части червяка

b₁  (11 + 0,06z₂)m при числе заходов червяка z₁ = 1, 2

b₁  (11 + 0,06z₂)m = (11+0,06  31)3,5 = 45,01 мм

3.19. Выполняем проверочный расчёт зубьев колеса на выносливость по напряжениям изгиба

Y_v = 1,52

m_n - нормальный модуль

m_n = mcos = 3,5  cos 5,7105 = 3,48 мм

_pt - удельная расчётная окружная сила

Н/мм, МПа

3.20. Выполняем проверочный расчёт зубьев по предельным напряжениям при кратковременных перегрузках

МПа