Спроектувати привід ланцюгового транспортера.

1 Електродвигун

2 Муфта пружна

3 Плита

4 Черв‘ячний редуктор

5 Пружно-запобіжна муфта

6 Тягові зірочки

Початкові дані :

Тягове зусилля, Н ................................................................ 1250

Швидкість ланцюга транспортера, м/с ........................... 0,9

Крок тягової зірочки, мм ..................................................... 400

Число зубців зірочки ............................................................. 11

1.1Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу

Джерелом енергії приводу є двигун. Від типу двигуна, його потужності, частоти обертання та інших параметрів залежать конструктивні та експлуатаційні характеристики машин та її приводу.

В даній курсовій роботі ми використовуємо трьохфазні асинхронні короткозамкнуті двигуни серії 4А. Ці двигуни найбільш універсальні. Двигуни серії 4А застосовують для приводів механізмів, що мають постійне або малозмінне навантаження при довготривалому режимі роботи. Ці двигуни забезпечують, при необхідності, реверсивність роботи механізму.

Розрахунок ККД приводу

Коефіцієнт корисної дії приводу

де - ККД механічних передач приводу та інших його елементів.

В даному випадку

,

де - ККД пружної муфти 0,99;

- ККД черв’ячної передачі 0,8 ;

- ККД пружно-запобіжної муфти 0,99;

- ККД пари підшипників кочення 0.99 (3 пари);

- ККД ланцюгової передачі 0,92.

тоді =

Розрахункова потужність на валу двигуна

Розрахункову потужність двигуна визначають за формулою

,

де - потужність на вихідному валу приводу, що одночасно є валом виконавчого механізму машин, Вт; - коефіцієнт корисної дії приводу.

Розрахункове значення потужності знаходиться між паспортними значеннями 1,5 і 2,2 кВт потужностей асинхронних електродвигунів змінного струму серії 4А (таблиця А1, додаток А [1] ).

Вибираємо двигун потужністю 1,5 кВт з частотами обертання вала 1000 і 1500хв-1. Попередньо, вибираєм двигуни двох типів: 80В4 і 90L6. Асинхронні (дійсні) частоти обертання валів цих двигунів визначаємо

де S – коефіцієнт ковзання двигуна;

Частота обертання привідного вала привода:

Загальне передаточне число приводу в залежності від вибраного типу двигуна

,

Найближчі стандартні значення передаточних чисел редуктора, в залежності від типу двигуна U1=20 i U2=31.5 (таблиця 2,5, розділ 2 [1] ).

Величина відхилення стандартних значень U від розрахункових становить:

Для двигуна 80В4 відхилення В не перевищує допустиме і крім того, знаходиться в інтервалі передаточних чисел черв’ячної передачі 14...28, можна застосувати двозахідний черв’як. Остаточно вибираєм електричний двигун серії 4А типу 80В4: паспортна потужність – Pдв=1,5 кВ, асинхронна частота обертання – nдв=942 хв-1.

Загальне передаточне число приводу

де U1 – передаточне число черв’ячної передачі;

.

Призначаємо передаточне відношення одноступеневого черв’ячного редуктора, з стандартного ряду ( таблиця 2.2, розділ 2 [1]), U1=14,

Частота обертання, кутова швидкість та крутний момент на валу двигуна – nдв=942хв-1;

Вал 1, вхідний вал редуктора

Вал 2, вихідний вал редуктора:

Вал 3, вихідний вал привода

При визначенні напряму обертання валів приймаємо, що напрям підйому витка черв’яка – правий, а обертання вихідного вала приводу – за годинниковою стрілкою. Результати обчислень зводимо в таблицю 1.1

№ вала | n, хв-1 | | Напрям обертання

1 | 942 | 98,596 | 16,03 | Проти годинникової стрілки

2 | 942 | 98,596 | 15,95 | За годинниковою стрілкою

3 | 49,80 | 5,020 | 240 | Проти годинникової стрілки

4 | 49,80 | 5,020 | 216,4 | За годинниковою стрілкою

2 Вибір матеріалів зубчастого вінця колеса і черв’яка. Розрахунок допустимих напружень.

Орієнтовне значення швидкості ковзання :

Згідно з рекомендаціями для середніх швидкостей ковзання , приймаємо в якості матеріалу вінця черв’ячного колеса БрА9Ж4, в якості матеріалу черв’яка – сталь марки 40Х, термообробка – об’ємне гартування, НRCэ 45...50. Для багатосерійного виробництва спосіб одержання заготовки вінця колеса – відцентрове відливання..

Механічна характеристика виливка : , .

Допустиме контактне напруження для бази випробувань визначаємо за формулою :

.

Для зубців черв’ячних коліс допустиме контактне напруження вибираємо із умови опору бази заїданню залежно від швидкості ковзання:

Допустиме контактне напруження для бази випробувань NНО=106 при нереверсивному навантаженні

Сумарне число циклів навантаження зубців черв’ячного колеса :

де, - термін служби в годинах

Еквівалентне число циклів зміни напружень згину зубців за терміном роботи передачі при змінному навантаженні :

де, - коефіціент навантаження. Для середнього нормального режиму навантаження .

Коефіціетн довговічності при розрахунку на згин визначається за формулою :

допустиме напруження згину

(МПа).

3 Розрахунок закритої черв’ячної передачі редуктора.

3.1 Визначення параметрів передачі.

Згідно з таблицею 2.7.[1], при передаточному числі передачі , число заходів черв’яка . Число зубців колеса рівне :

.

Перевіряємо виконання умови :

де, - мінімальне число зубців з умови їх непідрізання

Дана умова виконується : .

Фактичне значення від найближчого передаточного числа

Мінімальне значення коефіціента діаметра черв’яка, визначаємо за формулою : . За таблицею 5.3.ст50.[1], з врахуванням умови , приймаємо .

Коефіціент , що враховує розподіл навантаження по ширині вінця черв’ячного колеса, визначається за формулою :

де, - коефіціент деформації черв'яка, т5.5.ст51.[1]

- коефіціент, що враховує вплив режиму роботи передачі на припрацювання зубців, ст51.[1]

Розрахункове значення міжосьової відстані , визначаємо за формулою :

де, - розрахунковий коефіціент, ст51.[1]

.

Розрахункове значення модуля визначаємо за формулою :

.

Найдлижче більше стандартне значення модуля, яке відповідає значенню коефіціента черв’яка : , .

Фактичне значення міжосьової відстані при вибраному значенні модуля :

.

3.2 Визначення конструктивних розмірів черв’яка.

Параметри вихідного контуру черв’яка мають такі значення :

; ; ; ; коефіціент розрахункової товщини витка .

Згідно з параметрами стандартного вихідного контуру розміри черв’яка визначаються за формулами :

Висота головки витка :

.

Висота ніжки витка :

.

Діаметр ділильний :

.

Діаметр вершин витка :

.

Діаметр западин :

.

Довжина нарізаної частини черв’яка визначається з умови :

.

Приймаємо .

3.3 Визначення конструктивних розмірів черв’ячного колеса.

Розміри черв’ячного колеса визначаємо за формулами :

Ділильний діаметр :

.

Діаметр вершин зубців :

.

Найбільший діаметр колеса

(мм)

приймаємо мм.

Діаметр западин зубців :

.

Ширина зубчастого вінця колеса, при :

.

Приймаємо .

Визначаємо кут підйому витка черв’яка :

3.4 Перевірка міцності передачі на контактну втому