Привод цепного конвейера (123743)

Посмотреть архив целиком

1. Энергетический и кинематический расчёт привода


1.1 Исходные данные:


Ft- окружная сила на звездочке цепного конвейера, кН; 1,00

V - скорость движения цепи, м/с; 0,75

Z – число зубьев звездочки; 9

P – шаг тяговых звездочек, мм; 100


1.2 Выбор электродвигателя.


1.2.1 Определение потребляемой мощности привода


Рвых. = FtּV, (1.1)


где Рвых.- потребляемая мощность привода, кВт


Рвых = 1 ּ 0,75 м/с = 0,75 кВт


1.2.2 Определение потребляемой мощности электродвигателя


Рэ = Рвых / ףоб, (1.2)


где Рэ - потребляемая мощность электродвигателя;

ףоб – общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт.


ףоб= ףц.п ּ ףк.п ּ ףм, ּ ףм (1.3)


где ףц.п – КПД цилиндрической передачи, ףц.п=0,96 – 0,98;

ףц.п – КПД конической передачи, ףц.п=0,95 – 0,97;

ףм – КПД муфты, ףм=0,98.


ףоб= 0,97•0,96•0,982 = 0,89

Рэ =0,75/0,89=0,84 кВт


1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя


nэ= nвּ u1ּu2ּ(1.4)


где u1, u2 - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

nв - частота вращения приводного вала, мин.-1

nэ – предполагаемая частота вращения вала электродвигателя, мин-1


, (1.5)

мин-1


Принимаем значения передаточных чисел:


Uб= 2,5- 5 Uт=2-5

nэ=504,54=900 мин.-1


По найденным значениям Рэ и nэ выбираем электродвигатель:

Электродвигатель АИР 90LB8 ТУ 16-525.564-84


Pэ = 1,1 кВт,nэ = 695 об./мин.


1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням


После выбора электродвигателя определяем общее передаточное число привода:


Uобщ= nэ/ nв (1.6)


где nэ - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя, мин.-1


Uобщ= 695/50= 13,9

Uред= Uобщ (1.7)

Uред= 13,9


Далее производим распределение передаточного числа редуктора между его ступенями.


, (1.8)


где Uт – передаточное число тихоходной ступени.



Из стандартного ряда чисел принимаем Uт=4 по СТСЭВ 229-75


Uб=Uред/Uт, (1.9)


где Uб – передаточное число быстроходной ступени

Uб=13,9/4=3,48


Из стандартного ряда чисел принимаем Uб=3,55 по СТСЭВ 229-75


1.4 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах


Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя


P1 = Pэ ּ ףм, (1.10)


где P1 – мощность на первом валу, кВт;

ףм – КПД муфты


P1 = 1,10,98=1,08 кВт

P2 = P1 ּ ףк.п., (1.11)


где P2 – мощность на втором валу, кВт;

ףк.п. – КПД конической передачи


P2 = 1,080,96=1,05 кВт

P3 = P2 ּ ףц.п., (1.12)


где P3 – мощность на третьем валу, кВт;

ףц.п. – КПД цилиндрической передачи


P3 = 1,05·0,97=1 кВт


Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя.

n1 = nэ = 695 мин-1 (1.13)

ni=ni-1/Ui, (1.14)


где ni, ni-1 – частота вращения соответственно i и i-1 валов, мин-1


n2 = n1 /uб, (1.15)


где uб – передаточное число быстроходной ступени.


n2 = 695/3,55=195,77 мин-1

n3 = n2 /uт, (1.16)


где uт – передаточное число тихоходной ступени.


n3 = 195,77/4=48,94 мин-1


Крутящие моменты на валах определяются по формуле:


Ti =, Н ּ м(1.17)


где Ti - крутящий момент на i-ом валу, Н • м;

Рi - мощность на i-ом валу, кВт;

n - частота вращения i-ого вала, мин-1


T1 = 9550 ּ P1/n1 = 9550 ּ1,08/695 = 14,84 Н ּ м (1.18)

T2 = 9550 ּ P2/n2 = 9550 ּ 1,05/195,77 =51,22 Н ּ м (1.19)

T3 = 9550 ּ P3/n3 = 9550 ּ 1/48,94 = 195,14 Н ּ м (1.20)


Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1.1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.


Таблица 1.


Валы

Мощности на валах, кВт

Частоты вращения валов, мин-1

Крутящие моменты на валах, Н ּ м

Передаточные числа передач

I

II

III

1,08

1,05

1

695

195,77

48,94

14,84

51,22

195,14

Uб=3,55

Uт=4



2. Расчёт тихоходной ступени закрытой косозубой цилиндрической передачи


2.1 Исходные данные


Крутящий момент на шестерне Т1=51,22 Н·м;

Крутящий момент на колесе Т2=195,14 Н·м;

Частота вращения шестерни n1 =195,77 мин-1;

Частота вращения колеса n2 =48,94 мин-1;

Передаточное число U = 4;

Срок службы передачи L = 5 лет;

Коэффициент суточного использования КС =0,29;

Коэффициент годового использования КГ =0,8.


2.2 Выбор материала и термической обработки колес


Шестерня: сталь 40Х, Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ,

твёрдость 45-50 HRC.

Колесо: сталь 40Х, Термообработка – улучшение и закалка ТВЧ, твёрдость 45-50 HRC.


    1. Определение допускаемых напряжений


2.3.1 Определение срока службы передачи


(2.1)


где tΣ – срок службы передачи, час.


tΣ=5·365·0,8·24·0,29=10161 час.

2.3.2 Определяем допускаемые напряжения на контактную прочность


, (2.2)


где - базовое допускаемое напряжение, Мпа;

zN – коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]но определяется по формуле:


(2.3)


где σHlim - длительный предел контактной выносливости, МПа;

ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ZR= 1;

ZV - коэффициент, учитывающий влияние скорости,

ZV = 1;

SH - коэффициент запаса прочности, SH =1,3 – при однородной структуре материала;

SH =1,3 – при поверхностных упрочнениях;

Коэффициент долговечности ZN определяется по формуле:


(2.4)


где NHO - базовое число циклов нагружения;

NHE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m=6.

Базовое число циклов нагружения NHO принимается равным:


(2.5)


Если NНО получится больше 12·107, то принимают 12·107.

Когда твёрдость задана в HRC, то


(2.6)


Эквивалентное число циклов нагружения NHE определяется по зависимости:


NHE =60  n  t Σ(Ti/TH)m/2·ti/t=

=60  n  t (a1b13 + a2b23+…+ aibi3), (2,7)


где ai,bi – коэффициенты с графика нагрузки (рис.2.1)


В случае получения NHE> N, ZN=1.


Шестерня

Колесо

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZR=1, ZV=1, SH=1.3

NHE1=60·195,77·10161·(130,15+

+0,530,85) = 3,06·107

NHО1=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

17HRC+200=17·47.5+200=

=1007.5 МПа

ZV=1, SH=1,3, ZR=1

NHE2=60·48,94·10161·(130,15+0,530,85)=

=0,75·107

NHО2=(47,5·10)3=10,7·107<12·107

NHE< N – условие выполняется

775·1,23=953,25МПа

775·1,56=1209 МПа


За расчётное принимаем наименьшее напряжение:

[σ]HP=953,25МПа – расчётное допускаемое напряжение.


2.3.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемое напряжение на изгиб [σ]F, МПа определяется по формуле:


[σ]F = [σ]  YA YN, (2.8)


где [σ] - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

YA - коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: YA=1;

YN-–коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ], определяются по формуле:


[σ] = (σFimYRYXYб)/SF, (2.9)


где σFim - предел выносливости, определяемый на зубьях при нулевом цикле, МПа;

YR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности; при шлифовании

YR =1;

YX – коэффициент размеров, YX =1;

Yб - коэффициент, учитывающий чувствительность материала и концентрации напряжений, Yб =1;

SF – коэффициент запаса прочности, SF=1,7.

Коэффициент долговечности YN определяют как:


(2.11)


где NFO - базовое число циклов нагружения, NFO =4106;

N - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой выносливости; m=6 – улучшение, нормализация, т=9 –объемная и поверхностная закалка;

Эквивалентное число циклов нагружения N определяются по формуле:


(2.12)


При NFE>NFO коэффициент долговечности YN=1.


Шестерня

Колесо

500-600МПа=550 МПа

NFE1=60·195,77·10161·(19·0,15+

+0,59·0,85)= 18,1·107

NFE1> NFO => YN=1

500-600МПа=550 МПа

NFE2=60·48,94·10161·(19·0,15+0,59·0,85)=

=4,55·107

NFE2> NFO => YN=1

323,5·1·1=323,5МПа

323,5·1·1=323,5МПа


2.3.4 Определение межосевого расстояния


(2,13)


где aw- межосевое расстояние, мм;

Ka - вспомогательный коэффициент, Ka = 450;

КН – коэффициент нагрузки;

ψa - коэффициент ширины.

Коэффициент ширины принимаем равным ψa=0,25;

Коэффициент нагрузки принимаем равным KH=1,4.



Из нормального ряда чисел принимаем


2.3.5 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 HB модуль назначают:


m = (0,01…0,02)аW, (2,14)


а при твёрдости >45 HRC


mn = (0,016-0,0315) aw (2,15)

mn = (0,016-0,0315)100

mn = 1,6 – 3,15


Стандартное значение модуля m=2 (ГОСТ 9563-80).


2.3.5 Определение суммарного числа зубьев для косозубой передачи


zΣ = 2aw/mn, (2,16)


2.3.7 Определение числа зубьев шестерни


z1 = zΣ/(u+1) (2,17)

z1 = 100/5=20

Z1>Zmin, (2,18)


где Zmin=17 – для прямозубых передач.

Условие выполняется.


2.3.8 Определение числа зубьев колеса


z2 = zΣ- z1 (2,19)

z2= 100-20 =80


2.3.9 Определение геометрических размеров колес и шестерён

Делительные диаметры:


d=mn z

d1=220=40 мм d2=280=160 мм


Диаметры вершин зубьев:


da = d + 2·mn (2,20)

da1 = d1 + 2·mn = 40 + 2·2 = 44 мм;

da2 = d2 + 2·mn = 160 + 4 = 164 мм;


Диаметры впадин зубьев:


df = d – 2.5·mn (2,21)

df1 = d1 – 2.5·mn = 40 – 2,5·2 = 35 мм;

df2 = d2 – 2.5·mn = 160 – 2,5·2 = 155 мм;


Ширина колеса:


b2 = ψa · aW (2,22)

b2 = ψa · aW = 0.25·100 = 25 мм


Ширина шестерни:


b1 = b2 + 5мм (2,23)

b1 = b2 + 5 = 25 + 5 = 30 мм


2.3.10 Определение усилий в зацеплении


Случайные файлы

Файл
99163.rtf
141036.rtf
57717.rtf
137469.doc
25009.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.