1.1.3 Выбор электродвигателя

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуют приме­нять трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели. Эти дви­гатели наиболее универсальны и надежны в эксплуатации.

Электродвигатель выбирают с учетом условий:

1. Р_э Р_э.т

Мощность ближайшего двигателя оказалась Р_э=1,5кВт>Р_э.т = 1,47 кВт.

По диапазону требуемой частоты враще­ния n_э.т. =(250...1000) мин^-1 подходят несколько двигателей. Предвари­тельно выбираем два наиболее быстроходных двигателя, технические данные которых заносим в таблицу:

Таблица 1.1- Технические данные электродвигателей

Тип электродвигателя	Рэ,кВт	nэ,мин-1	Тmax/Т	d1,мм
АИР 90L6	1,5	925	2,2	24
АИР 100L8	1,5	702	2,2	28

1.2 Определяем передаточные числа передач привода:

1.2.1. Общее передаточное число привода для выбранных электро­двигателей:

u_общ=n_э/ n_в=925/35,28=18,5 (1.7)

u_общ=n_э/ n_в=702/50 =14,04

1.2.2 Определяем передаточное число редуктора с учетом пе­редаточного числа открытой передачи, которое предварительно при­нимаем: u_1.=2; u_2. =2,5; u_3. =3,15:

Таблица 1.2 - Таблица для выбора электродвигателей

Двигатель	Рэ,кВт	nэ, мин-1	uобщ	uред при
				u1=2,0	u2=2,5	u3=3
АИР 90L6	1,5	925	18,5	9,25	7,4	5,87
АИР 100L8	1,5	702	14,04	7,02	5,62	4,68

1.2.3 Определяем передаточные числа и_Т ступени редуктора.

Оптимальное значение при u_. =3

U_ред.= u_общ / u_оп =14,04/3=4,68

Расчетные значения u_Т, округляем до ближайшего стандартно­го (по значению передаточных чисел одноступенчатых ре­дукторов) - u_Т =5.

1.2.4 С учетом принятых значений u_Т уточняем переда­точное число открытой передачи:

u_оп.= u_общ / u_ред =14,04/5=2,81. (1.8)

Таблица 1.3 - Результаты расчета передаточных чисел передач

Электродвигатель		Передаточные числа
Рэ, кВт	nэ, мин-1	uобщ	UТ	uоп
1,5	702	14,04	5	2,81

1.3 Определяем частоту вращения, мощность, вращающий момент на валах привода:

1.3.1 Частота вращения:

1) вал электродвигателя: n_{э =} 702 мин^-1

2) быстроходный вал редуктора: n_Б = n_{э /} u_м. = 702,00/1,00 =702 мин^-1

3) тихоходный вал редуктора: n_т = n_{Б /} u_т. = 702 / 5 = 140,4 мин^-1

4) вал машины (приводной вал): n_В = n_Т /U о.п. =140,4/2,81= 49,96 мин^-1

Полученное значение частоты n_В = 49,96 мин^-1 практически совпадает

с величиной n_В = 50 мин^-1, которую определяли выше по исходным данным.

1.3.2 Мощность:

1) вал электродвигателя: P_э = 1,47кВт

2) быстроходный вал редуктора: P_Б = P_э ·_м = 1,47 · 0,99 = 1,46 кВт

3) тихоходный вал редуктора : P_Т = P_Б ·_ц.б. = 1,46 · 0,97 = 1,42 кВт

4) вал машины (приводной вал): P_В = P_Т ·_м.т ·_{оп .} = 1,42 · 0,93·0,99 =1,31 кВт

Полученное значение частоты P_В = 1,31 кВт почти совпадает с величиной P_В = 1,30 кВт, которую определяли выше по исходным данным.

1.3.3 Вращающие моменты:

1) вал электродвигателя: Т_э = 9554 ·Р_э.т / n_э =9554 · 1,47 / 702,00= 20,01 Н·м

2)быстроходный вал редуктора: Т_Б = Т_э ·_м · u_м. =20,01·0,99·1,00=19,81 Н·м 3) тихоходный вал редуктора: Т_Т = Т_Б ·_ц.б. · u_Т = 19,81·0,97·4.. 00000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000000= 96,08 Н·м

4) вал машины : Т_В = Т_Т ·_м.т ·U_оп =96,08·0,93·0,99*2,81=248,58 Н·м

Таблица 1.4 - Расчетные нагрузки на валах привода

Вал привода	nэ, мин-1	Рэ, кВт	Т, Н·м
Вал двигателя	702,00	1,47	20,01
Быстроходный вал редуктора	702	1,46	19,81
Тихоходный вал редуктора	140,4	1,42	96,08
Вал машины	49,96	1,31	248,58

2 Расчет тихоходной зубчатой цилиндрической передачи редуктора

2.1 Данные

Таблица 2.1- Исходные данные

Параметр	Тихоходная передача редуктора
1. Кинематические и силовые параметры: а) передаточное число u б) частота вращения шестерни п1, мин-1; в) вращающий момент шестерни Т1, Н·м; г) вращающий момент тихоходного вала ТТ, Н·м	u=uT=5 n1=nб=702-1 Т1=Тб=19,81 Н·м ТТ=96,08 Н·м
2. Сведения о схеме передачи: а) вид передачи б) расположение колес относительно опор	Косозубая Несимметричное
3. Требуемая долговечность Lh, ч	Lh= 10000
4. Режим нагружения:	Реверсивный, с кратковременными перегрузками

2.2 Проектировочный расчет передачи

2.2.1 Выбор материала и твердости колес

Расчет выполняем для косозубой цилиндрической передачи редук­тора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом Т_Т =96,08Н·м. В соответствии с рекомендациями косозу­бой передачи и вращающем мо­менте материал колес передачи:

Таблица 2.2 - Материал и твердость колеса и шестерни

Зубчатое колесо	Марка стали	Термообработка	Твердость расчётная	Т, МПа
Шестерня	40XH,35XM	Улучшение	Н1 = 285 HB Н2.= 250 HB	800
Колесо	40XH,35XM	Улучшение	Н1 =250 HB Н2.= 250 HB	670

2.2.2 Ориентировочное значение межосевого расстояния. Степень точности передачи

1.Ориентировочное значение межосевого расстояния:

10*(5+1)*³ 19,81/5 =94,94 мм (2.1)

где значение коэффициента К=10; Т₁ – вращающий момент шестерни, Н·м; u – передаточное число.

2 . Окружную скорость передачи:

( 2*3,14*94,94*702) / ( 6*10000*(5+1) ) =1,16 м/с (2.2)

Выбираем степень точности передачи: n_CТ =8,0.

2.2.3 Допускаемые напряжения

2.2.3.1 Допускаемые контактные напряжения

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

_Hlim1=2H_HВ+70=2·285+70=640 МПа; (2.3)

_Hlim2=2H_HВ+70=2·250+70=570 МПа.

Коэффициент режима и номер режима нагружения

X =1

2. Коэффициенты запаса прочности:

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем: S_H1= 1,1; S_H2= 1,1;

а) базовое число циклов напряжений: N_HG1 = 23400000 ; N_HG2 =17100000

б) эквивалентное число циклов нагружения колес передачи:

в) действительное число нагружений

=60*702*1*10000=421200000

=421200000/5=84240000

N_HE1=60n₁cL_hμ =60702110000 · =105300000 (2.4)

где с – число вхождений зубьев колеса в зацепление за оборот, с = 1; μ - коэффициент эквивалентности.

N_HE2= N_HE1/ u= 21060000

Коэффициенты долговечности:

=0,78 (2.5)

=0,97

Примем Z_n1= 1 Z_n2= 1

4. Коэффициенты шероховатости: z_R1 = z_R2 = 0,9.

5. Коэффициенты окружной скорости: z_V1 = z_V2, = 1.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

640 * 1*0,9*1 / 1,1 = 523,64МПа; (2.6)

570 *1 * 0,9*1 / 1,1 = 466,36МПа

Для расчета косозубой цилиндрической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение:

0.45*(523,64+466,36) = 445,5 МПа. (2.7)

[]_H =445,5 МПа < =466.36 МПа. Принимаем []_H =466,36 МПа.

2.2.3.2 Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе: []_Flim1=498,75 МПа; []_Flim2=437,5 МПа

2. Коэффициенты запаса прочности: S_F1=1,75; S_F,2=1,75;

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) показатели степени кривой усталости: q = 6; q = 6;

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

421200000*0,038=16005600циклов (2.8)

84240000*0,038= 3201120циклов

=0,79

=1,04

Принимаем:Y_N1=1,Y_N2=1,04

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем Y_R1,2=1 (полагаем, что Rz< 40 мкм).

5. Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Y_a = 1 (при одностороннем приложении нагрузки).

Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

(2.9)

498,75*1*1*1 / 1,75=285МПа

437,5*1,04*1*1 / 1,75 =260МПа

2.2.4 Межосевое расстояние передачи

Для расчета межосевого расстояния определяем:

1. Коэффициент ширины зубчатого венца: _ba = 0,315

_bd= 0,5_ba(u+1) =0,50,315(5+1)= 0,95 (2.10)

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки принимаем К_А = 1 (внешние динамические нагрузки включены в циклограмму нагружения, режим работы приводного вала конвейера является равномерным).

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: К_HV= 1,02.

4. Коэффициент неравномерности- распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы: = 1,04

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев: К_Н =0,26.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки:

K_H=1+( -1) К_Н=1+(1,04-1)0,26=1,01 (2.11)

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы: =1,18

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после при­работки:

К_Н=1+0,15(n_CТ -5)=1+0,15(8,0-5)=1,05 (2.12)

Коэффициент нагрузки при расчете контактной прочности:

K_H=K_AK_HVK_HK_H=1*1,02*1,01*1,05=1,082 (2.13)

Межосевое расстояние:

97,66мм (2.14)

где - коэффициент, МПа : =410; Т₁ – вращающий момент шестерни, Н·м; u – передаточное число; _ba - коэффициент ширины венца.

Принимаем стандартное межосевое расстояние: а_w =100 мм.

2.2.5 Модуль зацепления

Для расчета минимального значения модуля определяем:

1. Ширину зубчатого венца колеса: b₂=_ba a_w=0,315100=31,5мм.

Расчетное значение b₂ = 31,5мм приводим к нор­мальному линейному размеру b₂=32 мм

2. Коэффициент внешней динамической нагрузки: К_А = 1.

3. Коэффициент внутренней динамики нагружения: К_FV=1,19.

4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца:

K_F=0,18+0,82 =0,18+0,821,04=1,03 (2.15)

5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями:

K_F= =1,18

Коэффициент нагрузки при расчете изгибной прочности:

K_F=K_AK_FVK_FK_F=11,191,03=1,45 (2.16)

Минимальное значение модуля:

2800*1,45*19,81*(5+1) / 100*32*260=0,58; m=2 (2.17)

где K_m - коэффициент для косозубых K_m = 2800; b₂ – ширина зубчатого венца колеса.

2.2.6. Основные размеры передачи

1. Число зубьев, угол наклона, коэффициент смещения:

а) Определяем минимальный угол наклона зубьев:

_min arcsin(4m/b₂)=arcsin(42/32)=14,48⁰ (2.18)

принимаем предварительно _min =14,48°.

б) Суммарное число зубьев:

Z_ = (2а_w cos_min )/m=(2100cos16,26°)/2=96,82 (2.19)

Расчетное значение округляем в меньшую сторону до целого. Прини­маем Z_ = 96.

в) Фактический угол наклона зубьев:

 = arccos(Z_  т /(2а_w)) = arccos(962/(2100)) =16,26⁰ (2.20)

г) Число зубьев шестерни и колеса:

Z₁= Z_ /(u+1)=96/(5+1)=16;

Z₂= Z_ - Z₁ =96-16 =80. (2.21)

2. Фактическое передаточное число:

u_Ф= Z₂/ Z₁=80/16=5 (2.22)

3. Основные геометрические параметры:

1) делительное межосевое расстояние

a=( Z₁+ Z₂) m/(2cos)=(16+80) 2/(2cos16,26°)=100мм; (2.23)

2) коэффициент уравнительного смещения

y= (а - a_w )/m= (100 - 100)/2 =0 ;

3) делительный диаметр шестерни и колеса

d₁ = Z₁ m/cos = 162/cos16,26° =33,33мм; (2.24)

d₂ = Z₂ m/cos = 802/cos16,26° =166,67 мм;

4) начальный диаметр шестерни и колеса

d_w1= d₁; d_w2= d₂;(т.к а=а_w;x₁=x₂=0)

5) диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

d_a1=d₁+2m=33,33+22=37,33 мм

d_a2=d₂+2m=166,67+22=170,67 мм (2.25)

6) диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

d_f1=d₁-2,5m=33,33-2,52= 28,33мм

d_f2=d₂-2,5m=166,67-2,52= 161,67мм (2.26)

7) ширина зубчатого венца колеса и шестерни

b₂=_ba a_w=0,315100= 32,00мм; примем b₂=32,00 мм b₁=b₂+5=32,00+5=37 мм

примем b1= 37 мм

2.3 Проверочный расчет передачи

2.3.1 Расчет на контактную прочность

 =Ошибка! Раздел не указан. =451,86МПа (2.27)

= 8400(Н^½/мм)

Контактная прочность обеспечена:_H=451,86МПа < []_H = 466,36МПа,

недогрузка составляет 2%, что допускается.

2.3.2 Расчет на прочность при изгибе

1) Силы в зацеплении:

Окружная сила

2*1000*19,81 / 33,33=1189 кН; (2.28)

Радиальная сила

1189*tg20 / cos 16,26 = 451 кН; (2.29)

Осевая сила

1189* tg 16,26 = 347 кН. (2.30)

2) Коэффициенты формы зуба:

3.47 + 13.2*cos³ 16,26 / 16 = 4,2 (2.31)

3.47 + 13.2*cos³ 16,26 / 80 = 3,62

3) Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба:

1 - 16,26 /100 = 0,837 (2.32)

Условие ≥ 0,7 выполняется.

4) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

=0,8.

Напряжения изгиба для зубьев колеса и шестерни:

1189*1,45*3,62*0,837*0,8 / 32*2 = 65,3МПа (2.33)

65,3 *4,2 / 3,62 = 75,8МПа. (2.34)

Прочность зубьев на изгиб обеспечена:

=65,3 МПа ≤ 260 МПа; = 75,8≤ =285 МПа.

2.4 Расчёт цепной передачи ( ГОСТ 13568-75) [5]

2.4.1 Определение числа зубьев ведущей звёздочки

Минимальное значение zmin = 29-2*Uпередачи

U передачи	2,81
N	49,96	об/мин
P	1,3	кВт
zmin	23,38
округляем	24
Т	248,58	Н*м

Таблица 2.3 Исходные параметры

2.4.2 Определение числа зубьев ведомой звёздочки

Z2 = Z1*Uпер =24*2.81=67,9 примем 68 (2.35)

2.4.3 Фактическое передаточное число

U’=Z2/Z1=68/24=2,83

О тклонение от ранее принятого

0,83% (2.36)

2.4.4 Предварительный выбор цепи

Выбор производим для известной частоты вращения n=49,96

известной мощности, передаваемой цепью Р=1,3

Предварительно задаёмся шагом цепи Рц и вычисляем скорость движения =31,75

31.75*24*49.96 /1000*60=0.63 м/с (2.37)

2.4.5 Выбираем допустимое давление в шарнирах цепи

[р] =30МПа

2.4.6 Определяем коэффициент эксплуатации

= 1*1*1.03*1.2*1*1=1.25 (2.38)

2 .4.7 Предварительное определения шага цепи

= =21,15 (2.39)

Рисунок 2.1 Схема цепи

Обозначение цепи		t	b3	d1	d3	h	q	Разрушающая нагрузка кН
ПР – 25,4		25,4	15,88	7,92	15,88	24,2	2,6	60

Таблица 2.4 Основные параметры цепи

2.4.8 Определение основных размеров звёздочек

2.4.8.1 Делительный диаметр

(2.40)

25.4 / sin (180/24)=194,14 мм

25.4 / sin (180/68)=550,06 мм (2.41)

2.4.8.2 Диаметр окружности выступов

25.4*(ctg(180/24)+0.5)=204,55 мм (2.42)

25.4*(ctg(180/68)+0.5)=553,04 мм (2.43)

2 .4.8.3 Диаметр окружности впадин

204.55-15.88=188,67 мм (2.44)

553.04-15.88=534,18 мм (2.45)

2.4.9 Окружная сила

2000*248.5 /194.14=2560,83 Н (2.46)

2.4.10 Давление в шарнирах цепи

(2.47)

1.25*248.5*1000 /15.8*15.88=12,69МПа

2.4.11 Предварительное значение межосевого расстояния

762……1270 примем 1000 мм

2.4.12 Потребное число звеньев цепи

(2.48)

L = 125

2.4.13 Определяем уточнённое межосевое расстояние

(2.49)

a= 986 мм

2.4.14 Определяем силу предварительного натяжения цепи

= 6*0.986*2.6*9.81=150,95 Н (2.50)

2.4.15 Нагрузка на вал

= 1*248.5+2*150= 3246,8Н (2.51)

2.4.16 Коэффициент запаса прочности цепи

(2.52)

60000 / (1*248.5+150+3246)=17,2 > 10

3. Эскизная компоновка редуктора

Таблица 3.1 – Параметры для эскизной компоновки

Параметр	Расчет
1) δ- толщина стенки корпуса	δ≥0,025∙ aw +3≥0,025∙100+3=5,5 мм примем 5.5 мм
2) δ - толщина стенки крышки	δ =0,9∙δ=0,9∙5,5=5,4 мм, примем 6 мм
3) b - толщина фланца корпуса и крышки	b =1,5∙δ=1,5∙5,5=9 мм, примем 9 мм
4) b - толщина фундамент. лап	b = 2∙δ=2∙ 5,5=12 мм, примем 12 мм
5) размер болтов
а) болт фундам. ( 4шт.)	≥0,03∙ aw +12=0,03∙100+12= 15 мм примем 15 мм
б) у бобышек	=0,7∙ =0,7∙ 15 = 10,5 мм, примем 12 мм
в) на фланце	=0,7∙ =0,7∙ 15 = 10,5 мм, примем 12 мм
г) болты смотрового люка	=0,35∙ =0,35∙ 15 = 5,25 мм, примем 6 мм
6)толщина ребер корпуса и крышки	m=1,0∙ δ=5,5 мм
7) диаметр прилива
крышка привинтная	=D + 4 D = D + 4∙d
8) расстояние между стяж. болтами	<10*
9) диаметр штифта	= 0,7∙ =0,7∙ 12 = 8,4 мм, примем 10 мм

100

Рисунок 3.1 – Эскизная компоновка редуктора

3.1 Конструирование валов

3.1.1 Быстроходный вал

d (3.1)

где Т – вращающий момент быстроходного вала, Т =19,81 Н*м

d 18,76мм,.

согласуем с валом двигателя d1= (0,8…1)*dэ=(0,8..1)*28=22,4…28

принимаем d=25 мм

d = d = d+2·t (3.2)

d > d +3·r (3.3)

где d -диаметр ступени под уплотнение, d - диаметр ступени под подшипник, d - диаметр ступени буртика подшипника, t - высота заплечника, r- радиус фаски подшипника; t =3,5 мм, r =2 мм.

d = d =25+2·3,5= 32мм, принимаем d = d =35 мм,

d >35+3·2=41 по ГОСТ 6636-69 округляем до ближайшего значения: d =42 мм.

d > d + (7…9)·m (3.4)

где m - модуль зацепления;

d = 28,33 мм

d > 42+7·2= 56мм.

Условие не выполняется – шестерню выполняем заодно с валом.

Рисунок 3.2 – Вал быстроходный