Привод ленточного транспортера. Кинематический и силовой расчёт привода. Расчёт зубчатых передач

посредством зубчатой передачи колесо 1 передает движение колесу 2, а оно передает движение валу 2-3. этот вал передает движение колесу 3. Через зубчатую передачу движение передается колесу 4, от него – валу  4-5. Вал приводит во вращение звездочку 5, от которой движение через цепную передачу передается звездочке 6, а затем и валу 6. Вал 6 передает движение на барабан.

    1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя

Р’_эд = Р_вых / h_общ , где  Р_вых –мощность на выходом валу, кВт.

h_общ – общий КПД привода;

h_общ= h₁₂×h₃₄ ×h₅₆×h^m_п×h_м      где,

h₁₂ – КПД зубчатой передачи цилиндрическими колесами закрытая  1-2 (по                            рекомендациям h₁₂  = 0,97);

h₃₄– КПД зубчатой передачи цилиндрическими колесами закрытая 3-4 (по рекомендациям h₃₄ = 0,97);

h₅₆  –КПД  открытой цепной передачи ( по рекомендациям  h₅₆ = 0,91 );                                                                    

h_п – КПД пар подшипников (h_п = 0,99);

m – число пар подшипников.

h_м  - КПД муфты  (h_м   =0,98);   

h_общ = 0,97 × 0,97× 0,91 × 0,98  × 0.99³ = 0,81417

Р_вых = F × V,  где F – тяговое усилие на барабане, кН ;

V – скорость ленты транспортера, м/с;

Р_вых = 2 × 0.45 = 0,9 кВт;

Р’_эд =    

    1.2.2 Определение требуемой частоты вращения вала

n_эд = n_вых × i’_общ где, i₁₄^’  – общее передаточное отношение;

n_вых –  частота вращения выходного вала привода.

об/мин

i’_общ = i₁₂ × i₃₄ × i₅₆, где   i₁₂= 4 – рекомендованное передаточное отношение передачи цилиндрическими косозубыми колесами;

i’₃₄= 4 – рекомендованное передаточное отношение закрытой цилиндрической косозубой передачи;

i₅₆= 3 - рекомендованное передаточное отношение цепной открытой передачи;

i_общ^’  = 4 × 4× 3 = 48

n_эд= 48 × 42,97183 = 2062,65 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:                    

n_эд≈ n’_эд    Р_эд ≥Р’_эд

Выбираем электродвигатель 4А80А4 переменного тока, асинхронный, единой серии                                                                                          

Параметры:     Р_эд = 1,1кВт , n_эд = 1430об/мин , d₁ = 22мм , Т_пуск / Т_ном = 2

Рисунок 1.2 Эскиз электродвигателя

1.2.4  Уточнение передаточных отношений

i_общ = n_эд / n_вых   

i_общ =

i_общ  = i₁₆ = i_ред× где i₅₆ - передаточное отношение открытой цепной передачи;

i_ред- передаточное отношение редуктора (принимаем i_ред= 16);

в двухступенчатом соосном редукторе , где = i₃₄ - передаточное отношение тихоходной ступени редуктора,

,

Тогда i_{б =} i₁₂₌ i_ред /

 i₁₂ = 16/ 3.6 = 4.44

Следовательно  i₅₆ = i_общ/i_ред ;    i₅₆ =  33,27761/(3,6×4,44)=2,08.

1.3 Кинематический и силовой расчёт

   1.3.1 Определение мощностей на валах

                      

                     

                     

                                 

      где Р₁, Р₂₃, Р₄₅, Р₆ – мощности на соответствующих валах.

     1.3.2 Угловая скорость вращения валов

                

                       

                              

                               

     1.3.3 Крутящие моменты на валах

, 

1.3.4 Частота вращения валов привода

                       

Результаты кинематического и силового расчёта сводим в таблицу:

Таблица 1.1

Передача	Передаточное отношение, i	Вал	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	Мощность Р, кВт	Момент Т, Н·м
1 - 2	4.44	1	1430	149.75	1.07	7.38
		2-3	322.1	33.73	1.03	30.53
3 - 4	3.6
5 - 6	2.08	4-5	89.48	9.37	0.989	105.55
		6	42.97	4.5	0.9	200

   2. Расчёт зубчатых  передач.

   2.1 Схема передач, исходные данные, цель расчёта

Рисунок 2.1 Схема передачи

Исходные данные: Т₁  = 7,38 Н/м;  Т₂₃ = 30,53 Н/м; Т₄₅ = 105,55 Н/м;

n₁ = 1430об/мин; n₂₃ = 322,1об/мин; n₄₅ = 89,48об/мин

i₁₂ = 4,44;  i₃₄ = 3,6.

Цель расчёта:

1)  Выбор материала зубчатых колёс

2)  Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

3)  Назначение степени точности зубчатых колёс

   2.2 Критерии работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

-  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.

s_Н < [s_Н]

А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).

s_F < [s_F]

Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.

   2.3 Выбор материалов зубчатых колёс

Так как к приводу не предъявляется особых требования по массе и габаритам, принимаем материалы со средними техническими характеристиками. С целью обеспечения равной прочности шестерни и колеса и уменьшения задира, твёрдость рабочих поверхностей зубьев шестерни должна быть немного выше твёрдости рабочих поверхностей  колеса. 

Таблица 2.1

Звено	Марка	ТО	Твёрдость		sв,Мпа	sт,Мпа
			Пов-ть	Сердцевина
Шестерня 1,3	Сталь40Х	Улучшение	269..302	269..302	497,45	750
Колесо 2,4	Сталь 45	Улучшение	235..262	235..262	441,82	540

     2.4 Расчёт допускаемых напряжений

     2.4.1 Расчёт допускаемых контактных напряжений

Передача 1 – 2.

[s]_H = 0.9 × s_{H lim} / S_H, где     S_H - коэффициент безопасности (S_H=1.1 т.к материал с однородной                                      структурой);                           

s_{H lim}  - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному  числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

s_{H lim =}s_{H lim B} × K_HL, где s_{H lim в} - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм²;

K_HL - коэффициент долговечности.

, где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

            

- эквивалентное число циклов перемены напряжений;

n - частота вращения рассчитываемого колеса;

с – число вхождения в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один оборот;

t_S - суммарное время работы передачи

,  тогда

Принимаем

s_{H lim B} = 2×Н_НВ +70  

s_{H lim B1} = 2×285,5 + 70 = 641 МПа                      

s_{H lim B 2} = 2×248,5 + 70 = 567 МПа

[s]_H1 = МПа            [s]_H2 = МПа

Для косозубых цилиндрических передач расчетные допускаемые напряжения можно увеличить до:

, при условии что      

        

, условие выполняется.

Передача 3 – 4.

s_{H lim B 3}= 2×285,5 + 70 = 641 МПа                      

s_{H lim B 4}= 2×248,5 + 70 = 567 МПа

Принимаем

[s]_H3 = МПа          

      [s]_H4 = МПа

                 

Следовательно [s]_H34 = 495,13Мпа.

     2.4.2 Определение допускаемых значений напряжений при расчёте зубьев на усталостный изгиб.                

где,  s_{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий