Привод к эскалатору
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
Привод к эскалатору
1. Энергетический, кинематический раiет привода
.1 Энергетический раiет и выбор типа двигателя
.1.1 Мощность, необходимая для привода эскалатора
Частота приводного вала:
Мощность двигателя связана с мощностью машины через КПД всего привода формулой:
;
где - общий КПД привода:
hобщ = з1 * з2
где: h1 - КПД косозубой передачи з1 = 0.97;
з2 - КПД прямозубой передачи h2=0,96;
Рдв =
1.1.2 Выбор типа двигателя.
По таблице 24.8 [1] по выбранной мощности Рдв двигателя подбираем электродвигатель RAM132S4, асинхронная частота вращения и мощность которого равны n эдв =1445 (об/мин), Рдв=5.5 кВт.
1.2 Кинематический раiет привода
Находим требуемое общее передаточное число привода по формуле:
Uобщ= Uред=
Передаточное число быстроходной ступени:
Из стандартного ряда принимаем
Частота вращения быстроходного вала редуктора равна частоте вращения электродвигателя, т.е.:1= n эдв=1445 (об/мин)
Частота вращения промежуточного вала:
Частота вращения тихоходного вала:
Расхождение между получившейся частотой быстроходного вала и требуемой для привода эскалатора
вал привод подшипник двигатель
1.3 Силовой раiет привода
Крутящий момент на тихоходном валу:
;
Мощность и момент на промежуточном валу:
Мощность и момент на быстроходном валу:
В таблице приведены мощности, моменты и частоты вращения входного, промежуточного и выходного валов.
Таблица 1 - Значения мощностей, моментов и частот вращения на валах
Мощность Р, кВтЧастота вращения n, об/минКрутящий момент Т, НмПередаточное число UКПДВходной4,51144529,85,50,97Промежуточный4,375262,7159,0450,96Выходной4,252763,41827,50,9312
2. Раiет зубчатой передачи
.1 Раiет косозубой передачи
Время работы передачи:
t=tг*365*24*Кг*Кс=8*365*24*0.4*0.4=11212.8 часов
.1.1 Выбор материалов и способа упрочнения
Для колеса выбираем материал - сталь 40ХН термическая обработка - улучшение, твердость HB230тАж300 (примем НВ240). Для шестерни термическая обработка - улучшение твердость НВ280
.1.2 Раiет допускаемого контактного напряжения
Так как передача закрытая и твердость одного колеса НВ<350 проектный раiет проводим из условия усталостной контактной прочности.
Допускаемое усталостное контактное напряжение [3, стр. 185]:
- длительный предел контактной выносливости, МПа;
- коэффициент запаса прочности, для колес с поверхностной закалкой =1.3, для улучшенных колес SH=1.2;
zr - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, для фрезерованных зубьев ZR=1;
Zv - коэффициент, учитывающий влияние скорости, повышение скорости вызывает повышение толщины гидродинамического масляного слоя и уменьшение коэффициента трения, при НВ<350 и окружной скорости меньше 5 м/с Zv=1;
zn - коэффициент долговечности:
где m - показатель степени, m=6;
NHG - базовое число циклов;
NHE - эквивалентное число циклов;
Базовое число циклов шестерни:
NHG1=2803=2.19*107
Базовое число циклов колеса:
NHG2=2403=1,38*107
Эквивалентное число циклов, вычисляется по формуле:
NHE=60*n*t*eH
где 60 - согласующий коэффициент;
n - частота вращения шестерни или колеса, об/мин;
t - полное время работы передачи, ч;
eH - коэффициент эквивалентности.
где Тi - момент каждой ступени нагружения (из графика нагрузки);
Т max - наибольший из длительно действующих моментов;
ti - время работы на каждой ступени нагружения.
Определение коэффициента долговечности;
примем значения ZN1 и ZN2 =1
Для улучшенных колес длительный предел контактной выносливости [3, табл. 10.8, стр. 185]:
Вычисляем допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:
МПа
МПа
Допускаемые контактные напряжения быстроходной передачи:
=0,45*(484.6+458.3)=424.8 МПаовие выполняется.
Коэффициент ширины зуба выбирается из интервала (3, стр. 155):
- (0,25тАж0,4)
Для косозубой передачи принимаем =0,4.
2.1.3 Выбор раiетных коэффициентов
Коэффициент нагрузки КН берется из интервала: КН - (1,3тАж1,5).
Для косозубой передачи, КН вследствие меньшей динамической нагрузки принимаем ближе к нижнему пределу КН=1,3.
2.1.4 Проектный раiет передачи
Межосевое расстояние аw определяется из выражения:
, [мм]
где ka - числовой коэффициент ka=410
U - передаточное число U=5.5
T1 - крутящий момент на шестерне T1=29.807 Нм
мм
по ГОСТу aw=125 мм.
Выбор нормального модуля m для зубчатых колес рекомендуется из следующего соотношения:
выбираем по ГОСТу значение m=1.25.
Число зубьев.
Угол наклона зубьев выбирается из соотношения (3, стр. 155);
Зададимся
Число зубьев шестерни:
; примем Z1=30.
Уточним угол:
Фактическое передаточное числ