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

Страницы работы

48 страниц (Word-файл)

Фрагмент текста работы

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 = Рвых / hобщ , где  Рвых –мощность на выходом валу, кВт.

hобщ – общий КПД привода;

hобщ= h12×h34 ×h56×hmп×hм      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 );                                                                    

hп – КПД пар подшипников (hп = 0,99);

m – число пар подшипников.

hм  - КПД муфты  (hм   =0,98);   

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

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

V – скорость ленты транспортера, м/с;

Рвых = 2 × 0.45 = 0,9 кВт;

Р’эд =    

    1.2.2 Определение требуемой частоты вращения вала

nэд = nвых × i’общ где, i14  – общее передаточное отношение;

nвых –  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;

iобщ = 4 × 4× 3 = 48

nэд= 48 × 42,97183 = 2062,65 об/мин

1.2.3 Выбор электродвигателя

На основании выполненных расчётов выбираем электродвигатель по следующему условию:                    

nэд≈ n’эд    Рэд ≥Р’эд

Выбираем электродвигатель 4А80А4 переменного тока, асинхронный, единой серии                                                                                          

Параметры:     Рэд = 1,1кВт , nэд = 1430об/мин , d1 = 22мм , Тпуск / Тном = 2

Рисунок 1.2 Эскиз электродвигателя

1.2.4  Уточнение передаточных отношений

iобщ = nэд / nвых   

iобщ =

iобщ  = i16 = iред× где i56 - передаточное отношение открытой цепной передачи;

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

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

,

Тогда iб = i12= iред /

 i12 = 16/ 3.6 = 4.44

Следовательно  i56 = iобщ/iред ;    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: Т= 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.

sН < [sН]

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).

sF < [sF]

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 × sH lim / SH, где     SH - коэффициент безопасности (SH=1.1 т.к материал с однородной                                      структурой);                           

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

sH lim =sH lim B × KHL, где sH lim в - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/ мм2;

KHL - 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;

tS - суммарное время работы передачи

,  тогда

Принимаем

sH lim B = 2×ННВ +70  

sH lim B1 = 2×285,5 + 70 = 641 МПа                      

sH 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.

sH lim B 3= 2×285,5 + 70 = 641 МПа                      

sH 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,  sF lim - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий

Похожие материалы

Информация о работе

Предмет:
Физика
Тип:
Курсовые работы
Размер файла:
1 Mb
Скачали:
0