Содержание Введение…………………………………………………………………………….….5

1. Выбор электродвигателя…………………………………………………………....6

2. Кинематический и силовой расчёт привода……………….…………………..…..9

3. Расчёт зубчатых передач…………………………………………………...………11

4. Расчет цепной передачи……………………………………………………………26

5. Ориентировочный расчёт валов…………………………………………………...30

6. Конструктивные размеры зубчатых колес………………………………….…….34

7. Конструктивные размеры корпуса……….………………………………………..36

8. Проверка долговечности подшипников…………………………………………...37

9. Выбор и проверка прочности шпоночных соединений…………………………..42

10. Уточнённый расчёт промежуточного вала………………...……………..……...44

11. Выбор посадок деталей редуктора……………………………………………….47

12. Выбор соединительной муфты…………………………………………………...48

13. Выбор системы смазки……………………………………………………………49

Заключение…………………………………………………………………………….50

Список использованных источников…………………………………..………….....51

Введение

Согласно задания, требуется разработать привод пластинчатого конвейера, состоящий из электродвигателя, двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать механические передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать сборочный чертеж редуктора, разработать рабочие чертежи деталей, общий вид привода.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатые передачи рассчитываются по условиям контактной выносливости зубьев. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие, и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью работы. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

1.1 Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода

1 – шестерня косозубой цилиндрической передачи 1 - 2;

2 – колесо косозубой цилиндрической передачи 1 - 2;

3, 3’ – шестерня раздвоенной шевронной передачи 3 - 4;

4, 4 – колесо раздвоенной шевронной передачи 3 - 4;

5 – ведущая звездочка цепной передачи 5 - 6;

6 – ведомая звездочка цепной передачи 5 - 6;

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещёнными на них

звеньями передач:

1 - быстроходный (входной) вал редуктора;

23 - промежуточный вал редуктора;

45 – тихоходный (выходной) вал редуктора;

6 – приводной вал;

В дальнейшем параметры вращательного движения, геометрические

параметры передач и другие величины будем обозначать в соответствии

с индексами валов, к которым они относятся.

1.2 Определение требуемой мощности электродвигателя

В качестве приводного используется трёхфазный асинхронный

электродвигатель переменного тока.

Потребная мощность электродвигателя вычисляется по формуле из /1/

Р’_эд = Р₆ / _общ (1.1)

где Р₆ – мощность на приводном валу, кВт;

_общ= _м  ₁₂  ₃₄  ₅₆ ⁿ_п – общий КПД привода,

где ₁₂, ₃₄, ₅₆, _м , _п – КПД отдельных передач, соединительной муфты и

подшипников. КПД подшипников _п берётся в степени n, равной числу

пар подшипников в приводе.

Принимаем согласно /1/: _м = 0,98; _п = 0,99⁴; ₁₂ = 0,98; ₃₄ = 0,98; ₅₆ = 0,95

тогда:

_общ = 0,98  0,98 0,98  0,95  0,99⁴ = 0,859

P₆ = F  V, (1.2)

где F – окружное усилие на звездочке, кН;

V – скорость конвейера, м/c;

P₆ = 9,25  0,42 = 3,885кВт, тогда

Р’_эд =

1.3 Определение частоты вращения приводного вала

n₆ = , (1.3)

где D_ЗВ – приближённое значение диаметра звёздочки, мм;

где Z – число зубьев тяговой звёздочки;

t – шаг тяговой цепи, мм;

мм

n₆ = об/мин.

1.4 Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна

n^’_ЭД = n₆  U^’_ОБЩ, (1.4)

где n₆ – частота вращения приводного вала, об/мин;

U'_общ = U'₁₂· U'₃₄ · U'₅₆ – ориентировочное общее передаточное отношение;

где U'₁₂, U'₃₄ ,U'₅₆ – ориентировочные передаточные числа передач привода;

Принимаем согласно [1] U'₁₂ = 4,5, U'₃₄ = 2,8, U'₅₆ = 2,5,

тогда U'_общ = 4,5 · 2,8 · 2,5 = 31,5,

тогда n^’_ЭД = 30,998 · 31,5 = 976,437об/мин.

По каталогу /1/ выбираем электродвигатель с ближайшим к n^’_ЭД и Р’_эд

значениями. Таковым электродвигателем является АИР 132S6 (рис.1.2)

Его параметры: Р_эд = 5,5кВт, n_ЭД = 960об/мин, Т_П/Т_ном = 2,2, d = 38мм.

Рисунок 1.2- Эскиз электродвигателя

2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

2.1 Определение расчётных передаточных чисел

Общее передаточное отношение привода

U_общ = n_эд / n₆ (2.1)

U_общ = 960 / 30,998 = 30,97

Окончательно принимаем: U₅₆ = 2,5

тогда, U_РЕД = U_общ / U₅₆ = 30,97 / 2,5 = 12,388;

принимаем U₃₄ = 2,8

принимаем U₁₂ = 4,5

Проверка:

Отклонение не превышает 5%, значит окончательно принимаем данные передаточные числа.

2.2 Определение частоты вращения валов

Быстроходный вал: n₁ = n_эд = 960об/мин;

Промежуточный вал: n₂₃ = n₁/U₁₂ = 960 / 4,5 = 213,3об/мин;

Тихоходный вал: n₄₅ = n₂₃/U₃₄ = 213,3 / 2,8 = 76,2об/мин;

Приводной вал: n₆ = n₄₅/U₅₆ = 76,2 / 2,5 = 30,5об/мин;

2.3 Угловые скорости валов

Угловые скорости определяем по формуле /1/

 _i= n_i / 30(2.2)

₁ = _ЭД = n_ЭД /30 = 3,142 · 960 / 30 = 100,54рад/с;

₂₃ = n₂₃ /30 = 3,142 · 213,3 / 30 = 22,34рад/с;

₄₅ = n₄₅ /30 = 3,142 · 76,2 / 30 = 7,98рад/с;

₆ = n₆ /30 = 3,142 · 30,5 / 30 = 3,19рад/с;

2.4 Определение мощностей на валах

Мощность на входном валу редуктора

Р₁ = Р_ЭД  _М · _П = 4,5 · 0,98 · 0,99 = 4,366кВт;

Мощность на промежуточном валу редуктора

Р₂₃ = Р₁  ₁₂ · _П = 4,366 · 0,98 · 0,99 = 4,236кВт;

Мощность на выходном валу редуктора

Р₄₅ = Р₂₃  ₃₄ · _П = 4,236 · 0,98 · 0,99 = 4,110кВт;

Мощность на приводном валу

Р₆ = Р₄₅  ₅₆ · _П = 4,110 · 0,95 · 0,99 = 3,865кВт.

2.5 Определение крутящих моментов на валах

Крутящий момент на входном валу редуктора:

Т₁ = Р₁/_4,366 · 10³ / 100,54 = 43,43Нм;

на промежуточном валу:

Т₂₃ = Р₂₃/₂₃4,236 · 10³ / 22,34 = 189,62Нм;

на выходном валу:

Т₄₅ = Р₄₅/₄₅4,110 · 10³ / 7,98 = 515,04Нм;

на приводном валу:

Т₆ = Р₆/₆3,865 · 10³ / 3,19 = 1211,60Нм;

Результаты расчёта сводим в таблицу

Таблица 2.1

Передача	Передаточ ное Отношение, U	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Н·м
1 - 2	4,5	1	960	100,54	4,366	43,43
		23	213,3	22,34	4,236	189,62
3 - 4	2,8
5 - 6	2,5	45	76,2	7,98	4,110	515,04
		6	30,5	3,19	3,865	1211,60

3 РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1 Схема передач; исходные данные; цель расчёта

Рисунок 3.1 - Цилиндрические зубчатые передачи

Исходные данные:

Таблица 3.1

Передача	1 - 2	3 - 4
Передаточное отношение	4,5	2,8
Крутящий момент на шестерне, Н·м	43,43	189,62
Крутящий момент на колесе, Н·м	189,62	515,04
Частота вращения шестерни, об/мин	960	213,3
Частота вращения колеса, об/мин	213,3	76,2
Тип зубьев передачи	косые	косые

Цель расчёта:

1. Выбор материала зубчатых колёс

2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

3. Назначение степени точности зубчатых колёс

3.2 Критерий работоспособности и расчёта передач

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

- По причине усталостной поломки зуба

- Возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.

_Н < [_Н]

3.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Таблица 3.1

Звено	Марка	Dзаг, мм	ТО	Твёрдость		в, МПа	т, МПа
				Сердцевина	пов-сть
Шестерня 1,3	Сталь 40Х	125	Улучшение	269..302	269..302	790	750
Колесо 2,4	Сталь 45	125	Улучшение	235..262	235..262	780	540

Н_НВ1,3 = (269+302)/2=285,5МПа; Н_НВ2,4 = (235+262)/2=248,5МПа;

3.4 Расчёт допускаемых напряжений

Расчёт допускаемых контактных напряжений:

[]_H = 0,9  _{H lim} / S_H, (3.1)

где S_H - коэф. безопасности (S_H=1,1 т.к материал с однородной структурой);

_Hlim-предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

_{H lim =}_{H lim B}  K_HL,

где _Hlimв - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

K_HL =, (3.2)

где N_HO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_HЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

_{H lim B} = 2Н_НВ +70 табл. 2.2 [2]

_{H lim B 1,3} = 2285,5 + 70 = 641 МПа

_{H lim B 2,4} = 2248,5 + 70 = 567 МПа

N_HO = 30 HB ^2.4

N_HO1,3 = 30  285,5 ^2.4 = 23,4  10⁶ циклов

N_HO2,4 = 30  248,5 ^2.4 = 16,8  10⁶ циклов

N_HE = 60  n  c  t_  , (3.3)

где с – число вхождений зацепления зуба за 1 оборот;

n – частота вращения вала, об/мин ;

t_ - суммарное время работы передачи:

t_ = Z_год  365  К_год 24 · К_сут, (3.4)

где Z_год – срок службы передачи;

К_год – коэффициент годового использования;

К_сут – коэффициент суточного использования;

t_ = 8  365  0,8  24 · 0,29 = 16259часа

N_{HE 1} = 60  960  1 16259  (0,75³0,25+ 0,3³0,75) = 117,3  10⁶ циклов;

N_{HE 2} = 60  213,3  1 16259  (0,75³0,25+ 0,3³0,75) = 26,1  10⁶ циклов;

N_{HE 3} = 60  213,3  1 16259  (0,75³0,25+ 0,3³0,75) = 26,1  10⁶ циклов;

N_{HE 4} = 60  76,2  1 16259  (0,75³0,25+ 0,3³0,75) = 9,3  10⁶ циклов;

K_{HL 1} =  1; K_{HL 3} =  1;

K_{HL 2} =  1; K_{HL 4} = ;

[]_{H 1} = МПа []_{H 3} = МПа

[]_{H 2} = МПа []_{H 4} = МПа

Для косозубых передач в качестве расчётного принимается:

МПа

1,23  []_HMIN = 1,23  463,9 = 570,6МПа

[]_H12 = 495,1 < 570,6 МПа, условие выполняется, значит окончательно

принимаем []_H12 = 495,1МПа

МПа

1,23  []_HMIN = 1,23  512,2 = 630,0МПа

[]_H34 = 518,4 < 630,0МПа, условие выполняется, значит окончательно

принимаем []_H34 = 518,4МПа

Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб:

(3.5)

где, _{F lim B} - предел выносливости при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов нагружений;

S_F – коэффициент безопасности (S_F=1,7..2,2);

S_F=1,75 табл. 4.2 [2]

_{F lim} =⁰_{F lim} ^. K_FL (3.6)

где, ⁰_{F lim B} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов изменения напряжений [H/мм²];

K_FL - коэффициент долговечности;

⁰_{F lim B} = 1,8 Н_НВ табл. 4.2 [2]

⁰_{F lim B1,3} = 1,8  285,5 = 513,9 МПа

⁰_{F lim B2,4} = 1,8  248,5 = 447,3 МПа

K_FL =,

где, N_FO – базовое число циклов перемены напряжений;

N_FO = 4 ^. 10⁶

N_FЕ – эквивалентное число циклов перемены напряжений.

N_FE = 60  n  c  t_  ; (3.7)

Для зубчатых колёс с твёрдостью Н  НВ350 принимаем m_f = 6.

N_{HE 1} = 60  960  1 16259  (0,75⁶0,25+ 0,3⁶0,75) = 41,7  10⁶ циклов;

N_{HE 2} = 60  213,3  1 16259  (0,75⁶0,25+ 0,3⁶0,75) = 9,3  10⁶ циклов;

N_{HE 3} = 60  213,3  1 16259  (0,75⁶0,25+ 0,3⁶0,75) = 9,3  10⁶ циклов;

N_{HE 4} = 60  76,2  1 16259  (0,75⁶0,25+ 0,3⁶0,75) = 3,3  10⁶ циклов;

K_{FL 1} =  1; K_{FL 3} =  1;

K_{FL 2} =  1; K_{FL 4} = ;

_{F lim 1,3} = 513,9 ^. 1 = 513,9 МПа

_{F lim 2} = 447,3 ^. 1 = 447,3 МПа

_{F lim 4} = 447,3 ^. 1,03 = 460,7 МПа

МПа МПа

МПа МПа

Расчёт допускаемых предельных напряжений:

,

где _Т - предел текучести материала при растяжении.

МПа

МПа

Расчёт допускаемых предельных напряжений на изгибную прочность:

,

где,  _{F lim M} – предельное значение напряжения, не вызывающее остаточных деформаций или хрупкого износа зуба;

S_FM – коэффициент безопасности;

_{F lim М} = 4,8 ^. HB S_FM = 1,75

МПа МПа

3.5 Проектный расчёт передачи

где - межосевое расстояние передачи, мм;

U₁₂ – передаточное отношение передачи;

Т₂₃ – крутящий момент на колесе, Н·м;

К_Н - коэффициент нагрузки;

_а – коэффициент ширины зубчатого венца;

Определение коэффициентов К_Н, К_F:

Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

при расчёте на контактную выносливость: К_Н = К_Н  К_НV

при расчёте на изгибную выносливость: К_F = К_F  К_FV,

где К_Н, К_F - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно;

К_НV, К_FV – динамические коэффициенты при расчёте по контактным и изгибным напряжениям соответственно.

По графическим зависимостям и по заданной схеме закрепления зубчатых колёс находим значения коэффициентов:

_bd = 0,5  _а  (u₁₂ +1); _а = 0,4

_bd = 0,5  0,4  (4,5 + 1) = 1,1;

К_Н = 1,18

К_F = 1,35 рис. 5.1 [2]

Определяем скорость в зацеплении:

м/с

Рекомендуемая степень точности 8-я табл. 5.2 [2]

Определяем коэффициенты К_НV и К_FV

К_НV = 1,02 табл. 5.3 [2]

К_FV = 1,06 табл. 5.4 [2]

Таким образом: К_Н = 1,18  1,02 = 1,2036; К_F = 1,35  1,06 = 1,4310

мм

принимаем мм.

Модуль зацепления определяется из эмпирического соотношения:

m₁₂ = (0,01…0,02)  115 = 1,15… 2,3мм.

принимаем m₁₂ = 1,5мм;

Найдём суммарное число зубьев:

где,  - угол наклона зубьев на делительном цилиндре. Так как значение угла  является не известным, то предварительно зададимся величиной  = 12.

; Принимаем Zс = 150

Число зубьев шестерни: ; ПринимаемZ₁ = 27

Число зубьев на колесе:

Уточним передаточное отношение передачи:

;

Погрешность не превышает 3%, значит, принятые параметры принимаются окончательно.

Определим ширину зубчатого венца колеса:

Принимаем b₂ = 46мм.

Для снижения влияний погрешностей монтажа на величину поля зацепления ширина шестерён принимается на 5мм больше:

Уточним угол наклона зуба: 

Минимальное значение угла  ограничивается условием: 

Определение геометрических размеров зубчатых колёс: