Привод ленточного конвейера
Курсовой проект - Транспорт, логистика
Другие курсовые по предмету Транспорт, логистика
к. - КПД зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами;
hцепн. - КПД цепной передачи;
hпш - КПД для одной пары подшипников.
Принимаем следующие значения КПД:
hрем=0,94;
hзакр.з.цил.к.=0,98;
hцепн.=0,94;
hпш=0,99.
Подставим численные значения, получаем:
h0=0,940,980,940,992=0,848
Требуемую мощность электродвигателя Ртр, кВт, определяем по формуле:
Ртр=Рвых/h0=3/0,848=3,53 кВт
Ориентировочное значение угловой скорости wор.дв, с-1, вала электродвигателя можно определить по формуле:
wор.дв=uорwвых, где (1.3)
ор - ориентировочное передаточное число привода;
wвых - угловая скорость на выходе, с-1.
Ориентировочно передаточное число привода можно определить по формуле:
ор=uремuзакр.з.цил.к.uцепн., где (1.4)
рем - передаточное число плоскоременной передачи, принимаем uрем=3;закр.з.цил.к. - передаточное число зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами, принимаем uзакр.з.цил.к. =4;цепн. - передаточное число цепной передачи, принимаем uцепн.=3;
Подставим численные значения, получаем:
ор=3•4•3 =36
Тогда получаем следующее ориентировочное значение угловой скорости:
wор.дв=1,936= 68,4 с-1
Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя nор.дв равно:
ор.дв=30wор.дв/p=3068,4/3,14= 653,5 мин-1.
Для работы данного привода с заданными параметрами необходимо использовать электродвигатель с частотой вращения вала nдв=720 мин-1 марки 4А132S8 с мощностью 4,0 кВт.
Действительная угловая скорость wд.дв равна:
wд.дв=pnдв/30=3,14720/30= 75,36 с-1.
Определяем мощность на валах Рi, кВт:
Р1=Ртр=3,53 кВт;
Р2=Р1hремhпш =3,530,940,99 =3,28 кВт;
Р3=Р2hзакр.з.цил.к.hпш=3,280,980,99=3,18 кВт;
Р4=Р3hцепн. =3,180,94=2,98 кВт.
Определяем угловые скорости wi валов привода:
w1=wдв= 75,36 с-1;
w2=w1/uрем=75,36/3= 25,12 с-1;
w3=w2/uзакр.з.цил.к. =25,12/4= 6,28 с-1;
w4=w3/uцепн.=6,28/3= 2,09 с-1.
В зависимости от угловых скоростей на соответствующих валах wi, с-1, определяем частоты вращения валов привода ni, мин-1:
i=30wi/p, (1.5)1=nдв=30w1/p=720 мин-1;2=30w2/p=3025,12/3,14= 240 мин-1;3=30w3/p=306,28/3,14= 60 мин-1;4=30w4/p=302,09/3,14= 19,96 20 мин-1.
В зависимости от мощности Рi, кВт и угловой скорости wi, с-1 на соответствующих валах, определяем крутящие моменты Тi, Нм на валах привода:
Тi=1000Рi/wi, (1.6)
Т1=1000Р1/w1=10003,53 /75,36= 46,84 Нм;
Т2=1000Р2/w2=10003,28 /25,12= 130,57 Нм;
Т3=1000Р3/w3=10003,18 /6,28= 506,37 Нм;
Т4=1000Р4/w4=10002,98 /2,09= 1425,83 Нм.
Полученные при рассчётах значения занесем в табл. 1.1.
Таблица 1.1 - Сводная таблица результатов рассчётов
№ валаМощность, кВтУгловая скорость, с-1Частота вращения, мин-1Крутящий момент Н•м13,5375,3672046,8423,2825,12240130,5733,186,2860506,3742,982,09201425,832. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ
Зубчатая передача, редуктор, выполненная в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.
Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса, в котором помещены элементы передачи - валшестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.
2.1 Выбор материала
Шестерню и вал целесообразно выполнять как единое целое.
Для вала-шестерни принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=300, предел прочности sВ=1000 МПа, предел текучести sТ=800 МПа .
Для зубчатого колеса принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=270, предел прочности sВ=1000 МПа, предел текучести sТ=800 МПа .
2.2 Проектировочный расчёт редуктора на контактную выносливость
Определяем начальный диаметр шестерни dw1,мм, по формуле:
dw1=Kd•, мм , где (2.1)
d - вспомогательный коэффициент (принимаем Kd=675 МПа );1 - крутящий момент на ведущем валу шестерни (T1=130.57 Нм);Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес HB, принимаем KHb=1,05;А - коэффициент внешней динамической нагрузки, по табл.3.3 [1] будет равен 1;- передаточное число рассчитываемой зубчатой пары, принимается из кинематического расчета u=4;
ybd - коэффициент ширины зубчатого венца, задается в соответветствии с табл. 3.4 [1], принимаем ybd=1;
[sН]- допускаемое контактное напряжение, МПа,определяют по формуле допускаемых контактных напряжений для каждого из зубчатых колес:
[sН]= sНlim/SH •ZR•ZV•КL•КXH; где (2.2)
H - коэффициент запаса прочности определяем по табл.3.1 [1];
ZR - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев;
ZV - коэффициент, учитывающий окружную скорость;
КL - коэффициент, учитывающий влияние смазки;
КXH - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;
sНlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа.
sНlim=sНlim b•KHL; где
HL - коэффициент долговечности, принимаемый равным KHL = 1;
sНlim b- предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, Мпа, зависит от твердости материала зубьев.
для шестерни:
sНlim 1=2HB+70 = 300•2+70=670 МПа;
sНlim 1=sНlim 1• KHL =670•1=670 МПа.
для зубчатого колеса:
sНlim 2=2HB+70 = 270•2+70=610 МПа
sНlim 2=sНlim 2• KHL =610•1=610 МПа.
Для проектировочного расчёта по ГОСТ 21354-88 значения коэффициентов принимают :
ZR•ZV•КL•КXH=0,9.
Допускаемое контактное напряжение [sНi]:
для шестерни:
<