Проектування приводу до конвеєра з конічного редуктора та ланцюгової передачі

Спроектувати привід до конвеєра за схемою (рис.1). Механізм приводу складається з конічного редуктора та ланцюгової передачі.

Вихідні дані для проектування:

1. Потужність на веденій зірочці N2 = 2,5 кВт

2.Кутова швидкість на веденій зірочці = 8 рад/с

Вибір електродвигуна. Кінематичний та силовий розрахунок.

1. Визначаємо загальний ККД приводу передачі:

оп − ККД підшипників

цп − ККД ланцюгової передачі

кп − ККД конічної передачі

2. Необхідна потужність електродвигуна дорівнюватиме:

3. Вибираємо електродвигун:

трифазний асинхронний електродвигун серії 4АМ призначені для приводу машин та механізмів загальнопромислового застосування.

тип електродвигуна	Потужність, кВт.	Число оборотів об/хв
4АМ90L2У3	3	2840
4АМ100S4У3	3	1435
4АМ112МA6У3	3	955
4АМ112MB8У3	3	700

4.Визначаємо частоту обертання вихідного валу приводу:

nвих = = = 76,43 об/хв

5.Визначаємо передатне число приводу для всіх варіантів при заданій номінальній потужності:

6.Здійснюємо розбивку передавального числа приводу по сходах, приймаючи для всіх варіантів передавальне число редуктора постійним і рівним iзп = 3,15.

Передавальне число	Варіанти
1	2	3	4
приводу iпер	37,16	18,78	12,5	9,16
конічного редуктора iзп	3,15	3,15	3,15	3,15
ланцюговийпередачі iцп	11,8	5,96	3,97	2,91

Аналізуючи отримані значення передавальних чисел, приходимо до висновку:

a)перший варіант (i = 37,16; nном = 2840 об/хв) ускладнює реалізацію прийнятої схеми двоступінчастого приводу за допомогою конічного редуктора

і ланцюгової передачі через велике передавальне число i всього двигуна.

б) у другому варіанті (i = 18,78; nном = 1435 об/хв) вийшло все ж таки велике значення передавального числа ланцюгової передачі, зменшення якого за рахунок збільшення передавального числа редуктора небажано.

в) четвертий варіант (i = 9,16; nном = 700 об/хв) не рекомендується для приводів загального призначення з огляду на те, що двигуни з низькими частотами оборотів дуже металомісткі.

г)з розглянутих чотирьох варіантів переважно третій:

7.Визначаємо максимально допустиме відхилення частоти обертання приводного валу робочої машини nрм, об/хв

8.Визначаємо допустиму частоту обертання приводного валу робочої машини з урахуванням відхилення [nрм], об/хв:

9. Визначаємо фактичне передавальне число приводу iф:

10. Уточнюємо передавальні числа закритої та відкритої передач відповідно до обраного варіанта розбивки передавального числа приводу (при цьому незмінним залишимо iзп = 3,15):

Таким чином, вибираємо електродвигун 4АМ112МA6У3 з nном = 955 об/хв і потужністю Рном = 3кВт.

1. Визначимо потужність, кількість оборотів і крутний момент на швидкохідному валу:

Б = = = 100,01 рад/секMКБ = = = 29,4 Hм

на тихохідному валу:

nТ = = = 303,17 об/хв Т = = = 31,75 рад/сек

Вибір твердості, термообробки та матеріалу коліс.

1) Відповідно до рекомендацій з таблиці 3.1 [1] при потужностідвигуна Р £ 7,5 кВт вибираємо матеріал для зубчастої пари коліс. При цьому враховуватимемо, що різниця середніх твердостей робочих поверхонь зубців шестерні та колеса при твердості матеріалу Н 350 НВ у передачах з прямими зубами становить Δср = НВ1ср − НВ1ср = 20 ÷ 50 :

сталь45покращення

2) З таблиці 3.2 [1] вибираємо інтервал твердості зубів шестерні НВ1 і колеса НВ2,:

3) Визначаємо середню твердість зубів для шестерні та колеса:

HBср2 =193 − 20 =173

Визначення допустимих контактних напруг [] до , H/мм 2

Визначаємо допустимі контактні напруги для зубів шестерні []H1 і колеса []H2 за формулою шестерні напруги

[SH] - коефіцієнт безпеки, рівний 1,1 для однорідних матеріалів.

кН L - коефіцієнт довговічності, рівний 1,8 при t = 10000 год

[но] 1 = 193×1,8 +67 = 414,40

Визначення напруг, що допускаються, вигину []u

де кр L = 1,1, крС = 1,0 - коефіцієнт додатку

навантаження, [Sр ]=1,75 − для поковки, [ро ] − межа напряму вигину.

[ро ] =1,03× =1,03× = 188,49 H/мм 2

Розрахунок закритої конічної зубчастої передачі.

1.Визначимо головний параметр - зовнішній ділильний діаметр колеса de 2 , :

н = 1,0 − коефіцієнт виду конічних коліс (прямозубі)

округляємо до de 2 = 150 мм (ГОСТ 6636-69)

2.Визначаємо кути ділильних конусів шестерні Ð і колеса Ð2 :

Ð2 = arctgi = arctg 3,15 = 72,3874 o , Ð  o −Ð2 = o −72,3874 o =17,6126 o

Визначення зовнішньої конусної відстані Re , мм:

4.Визначення ширини зубчастого вінця шестерні та колеса b, мм:

b = R Re ,де R =0,285 −коефіцієнт ширини вінця

округляємо до b = 22мм (ГОСТ 6636-69)

5.Визначення зовнішнього окружного модуля me, мм:

де кF =1 – коефіцієнт, що враховує розподіл навантаження по ширині вінця (прямозубі).

F =0,85 – коефіцієнт, виду конічних коліс (прямозубі).

6.Визначення числа зубів колеса z2 і шестерні z1:

Так як у рекомендаціях [1] щодо умов зменшення шуму та відсутності підрізання зубів рекомендується прийняти z1/18 (прямозуба пара коліс), для силових конічних передач приймаємо модуль me =2 [1].

7.Визначення фактичного передавального числа iф та перевірка його відхилення Δi від заданого i:

8.Визначення дійсних кутів ділильних конусів шестерні Ð1 та колеса Ð2 :

Ð2 = arctgiф = arctg 3,125 =72,2553 o 1 = 90 o – 2 = 90 o – 72,2553 o =17,7447 o

9.Визначення фактичних зовнішніх діаметрів шестерні та колеса, мм:

10.Визначення вершин зубів, мм:

11.Визначення розмірів западин, мм:

12.Визначення середнього ділильного діаметра шестерні d1 і колеса d2, мм:

---