Расчет и проектирование привода ленточного конвейера (двигатель 112МА6/950)

Страницы работы

Фрагмент текста работы

1 Общие расчеты

1.1. Выбор  электродвигателя.

При постоянной нагрузке нужная мощность электродвигателя определяется по формуле:

РэдтТ· ω/ ηобщ , кВт

Где: Т- вращающий момент, Н·м;

ω- угловая скорость вращения ведомого вала, рад/с;

ηобщ – общее кпд привода;

ηобщ = ηз· ηрем

Где: ηз = 0,97 – КПД зубчатой передачи ([1],табл. 1.1);

ηрем = 0,95 – КПД опор приводного вала ([1],табл. 1.1).

ηобщ =0,95·0,97=0,922

 Вращающий момент определяется по формуле:

Т=Р/ ω ,Н∙м

Где: Р- мощность на ведомом валу редуктора, Р=3кВт (по заданию);

ω=2,3π ( по заданию).

Т=3000/(2,3·3,14)=415,4  Н∙м

Рэдт =415,4·2,3·3,14/0,922=3,3 кВт

Определим частоту вращения выходного вала:

nвых=30· ω/ π ,мин-1

nвых=30· 2,3π / π=69 мин-1

Требуемая частота вращения электродвигателя:

nвыхтр= nвых·Uред , мин-1     

Где: Uред – передаточное число редуктора.

Uред = Uрем · Uзуб

Где: Uрем – передаточное число ременной передачи, Uрем =3 ([1],табл.1.2);

Uзуб – передаточное число зубчатой передачи, Uзуб =5 ([1],табл.1.2).

Uред =3·5=15

nвыхтр= 15·69= 1035 мин-1  

Выбираем электродвигатель типа:

112МА6/950; Рэд =3 кВт; nэд =950   мин-1   ; Тпускэдном  =2 ([1],табл. 24.9).

Проверка выбранного двигателя:

Тпускном   ≤   ( Тпускэдном  ) ·(Р/Рэдт)

Тпускном   =1,4 – по графику нагрузки.

( Тпускэдном  ) ·(Р/Рэдт)=2 ·(3/3,3)=1,8

1,4<1,8 – проверка сходится

Окончательно принимаем электродвигатель 112МА6/950.

1.2. Уточнение передаточных чисел привода.

Общее передаточное число привода:

Uобщ = nэд /nвых

Uобщ =950/69=13,77

Передаточное число редуктора:

Uред =Uобщ /Uпер

Uред =13,77/3=4,59

1.3. Определение крутящего момента на валах.

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

n = nвых · Uзуб ,мин-1  

                                                                     n =69·5=345 мин-1  

n = n · Uрем , мин-1  

n=345·3=1035 мин-1    

Вращающий момент  приводного вала:

Тпр вала/ Uрем ,Н∙м

Тпр вала =93,3/3=31,1 Н∙м

Вращающий момент  на приводном валу:

Т в =Р/ ω , Н∙м

Т в =3000/(2,3·3,14)=415,4 Н∙м

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

Т =  Т в ,Н∙м

Т =415,4 Н∙м

Вращающий момент на валу шестерни редуктора:

Т/( Uт · ηз), Н∙м

Т =415,4/(4,59· 0,97)=93,3 Н м

2. конструирование и расчёт зубчатой передачи.

2.1. Расчёт тихоходной ступени.

Исходные данные:

Срок службы привода L=8 лет;

ксут=0,2;

кгод=0,5;

n1=1035 мин-1   ;

Uред =4,59.

Общее время работы привода:

Lh=L · 365· кlгод · ксут· 24, ч

Lh=8 · 365·0,5 · 0,2· 24=7008 ч

Пиковый момент вращения определяется по формуле:

Тпикпер· Тmax ,Н∙м

Тпик=1,4· 415,4=581,56 Н∙м

2.1.1 Выбор материала, термообработки колёс и определение допускаемых напряжений.

Выбор материалов для изготовления шестерни и колеса ([1],табл.2.1):

Шестерня: Сталь 40ХН, улучшение и  поверхностная закалка ТВЧ, 269-302 НВ,                           48 – 53 HRC,σВ  = 750 МПа, Dпр =200мм, Sпр =125мм;

Колесо: Сталь 40ХН, улучшение, 235 – 262 HB, σВ = 750 МПа, σТ = 450 МПа, Dпр =315мм, Sпр =200мм.

Допускаемое контактное напряжение:

[σ] ннlim · ZN ZR ZV/SH , МПа 

Где: σ нlim – предел контактной выносливости ([1],табл.2.2):

σ1 нlim =17· HRCср +200, МПа

σ1 нlim =17· ((48+53)/2) +200=1058,5 МПа

σ2 нlim =2· HВср +70, МПа

σ2 нlim =2· ((235+262)/2) +70=567 МПа

ZN – коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

ZN  =(NHG/(µH · NK ))1/6, при условии 1≤ ZN≤ ZNmax

Число NHG циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости зубьев

NHG=30·НВср 2,4 ≤12·107

                                                           NHG1=30·((461+521)/2)2,4 =8,62·107≤12·107

                                                           NHG2=30·((235+262)/2)2,4 =1,68·107≤12·107

Ресурс NК  передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n мин-1 и времени работы Lh :

NК=60·n·nз· Lh , циклов

NК1=60·1·1035· 7008=43,5·107 циклов

NК2=60·1·345· 7008=14,5·107 циклов

µH – коэффициент пропорциональности с учётом режимов нагружения

µH3·0,3+0,7·0,253=0,3+0,01=0,31

ZN1  =(8,26/(0,31 · 43,7))1/6=0,93

ZN2  =(1,68/(0,31 ·14,5 ))1/6= 0,85

ZN1  = ZN2 =1

ZR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев

ZR1 =1, так как поверхность шестерни более грубая ;

ZR2 =1,1 , так как колёсный вал шлифованный.

ZV – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости

ZV=0,925 V0,05 ≥1 , Н>350НВ

V1 ’=(n1/(103 CV))(T1T/(U2 Ψa’))1/3, м/с

Где: Ψa’ – коэффициент ширины ([2], табл.3,3), Ψa’=0,5;

CV =15 ([2],табл.4,9).

V1 ’ =(1035/(103 15))(93,3/(4,592  0,5))1/3= 0,14 м/с

ZV=0,925  0,140,05 =0,8< 1

Принимаем ZV1 =1

               

ZV=0,85 V0,1 ≥1 , Н<350НВ

V2 ’=(n2/(103 CV))(T2T/(U2 Ψa’))1/3, м/с

Где: Ψa’ – коэффициент ширины ([2], табл.3,3), Ψa’=0,5;

CV =15 ([2],табл.4,9).

V2 ’ =(345/(103 15))(415,4/(4,592  0,5))1/3= 0,078 м/с

ZV=0,925  0,0780,1 =0,66< 1 

Принимаем ZV=1

SH – коэффициент запаса прочности

SH1=1,2 , так как шестерня с поверхностной закалкой;

SH2=1,1 , так как структура колеса однородная.

Допускаемое контактное напряжение шестерни:   

[σ] н1 =1058,5· 1 1 1/1,2=882  МПа 

Допускаемое контактное напряжение колеса:   

[σ] н2 =567· 1 1,1 1/1,1=567 МПа 

Допускаемое напряжение изгиба:

[σ] FFlim · YN YR YA/SF , МПа

Где: σ Flim – предел выносливости ([1],табл.2,3)

σ Flim1 = 650 МПа

σ Flim= 1,75 НВср

                                                            σ Flim 2=1,75 248,5=434,88 МПа

YN – коэффициент долговечности и режима нагружения

 YN=(NFGFNK )1/g  , при условии 1≤ YN≤ YNmax

Где: NFG =4 106 циклов соответствуют перелому кривой усталости;

     µF Н=0,31 – коэффициент пропорциональности с учётом режимов нагрузки;

В следствие того, что ресурс передачи чисел циклов вычисляют также, как и при расчётах по контактным напряжениям, то принимаем

NК1=43,5·107 циклов,

NК2=14,5·107 циклов;

g=6 – для улучшенных зубчатых колёс,

g=9 – для закаленных и поверхностно – улучшенных зубьев;

 YN1=(4 106 /(0,31 43,5 )1/9=0,68

Принимаем  YN1=1

 YN2=(4 106 /(0,31 14,5 )1/6=0,66

Принимаем  YN2=1

YR – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости

YR1 =1,3 , так как шестерня с улучшением и поверхностной закалкой,

YR =1,2 , так как зубья колёс полированы;

YА – коэффициент, учитывающий влияния двухстороннего приложения нагрузки

YА1 =0,75 , так как сталь закаленная,

YА2 =0,65 , так как сталь улучшена;

SF – коэффициент запаса прочности

SF =1,7 ,так как колёса нецементируемые;

[σ] F1 =650 1 1,3 0,75/1,7=373 МПа

[σ] F =434,88 1 1,2 0,65/1,7=200 МПа

2.1.2. Проектный расчёт.

Определение геометрических параметров.

Межосевое расстояние

Предварительное межосевое расстояние:

аw =к(U+1)(T1/U)1/3

Где: Т1 – вращающий момент на шестерне, Н м ;

U – передаточное число;

к – коэффициент зависимости от поверхностной твёрдости зубьев шестерни и колеса, к=8;

аw’=8(4,59U+1)(93,3/4,59)1/3=122,05 мм

Окружная скорость V:

V=(2 π  аw’ n1)/(6 104(U+1)) ,м/с

V=(2 3,14  122,05 1035)/(6 104(4,59+1))=2,37 м/с

Принимаем девятую(9) степень точности передачи ([1],табл.2.5).

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле:

aw=Ka (U+1) ((KH T1)/(Ψba U [σ]2H))1/3

Где: Ka =410 – для косозубых колёс, МПа1/3 ;

Ψba  - коэффициент ширины при симметричном расположении колёс относительно опор, Ψba =0,5;

KH – коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность

KH =KHV K K

KHV – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения ([1],табл. 2.6), KHV =1,06;

K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

K  =1+(K° -1) KHw

Где: K° – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы, принимается в зависимости от Ψbd

Ψbd =0,5 Ψbа (U+1)

Ψbd =0,5 0,5 (4,59+1)=1,4

=1,08 ([1],табл.2,7);

KHw – коэффициент для колеса с меньшей твёрдостью, KHw =0,37 ([1],табл.2,8);

K  =1+(1,08 -1) 0,37=1,03;

K – коэффициент распределения нагрузки между зубьями

K=1+(K° -1) KHw

 

-  коэффициент распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы

=1+А (nст -5), при 1≤ K°≤1,6

А=0,25 – для зубчатых колёс с твёрдостью Н1>350 HB и Н2<350HB  

=1+0,25 (9 -5)=2

Принимаем  K° =1,6;

K=1+(1,6 -1) 0,37=1,222

KH =1,06 1,03 1,222=1,33

aw=410 (4,59+1) ((1,33 93,3)/(0,5 4,59 8822))1/3 =95

Принимаем aw=100 мм

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = 2 αW  u/(u+1);

d2 = 2 100 4,59/(4,59+1) = 164 мм.

Ширина:

b2 = ψba  αW ;

b2 = 0,5 100 = 50 мм.

Принимаем b2 = 50 мм [1, стр.410, табл.24.1].

Модуль передачи:

Максимально допустимый модуль:

mmax ≈ 2 αW / [17(u+1)] ;

mmax ≈ 2 105 / [17(4,59+1)] = 2,1.

Минимальное значение модуля:

Кm КF T1 (u+1)

mmin =           αW b2 [σ]F             

Где:

Кm = 2,8×103 (косозубая передача);

КF – коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Детали машин
Тип:
Расчетно-графические работы
Размер файла:
340 Kb
Скачали:
0