Расчет привода скребкового транспортера
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
1.Кинематический и силовой расчет привода
.1Кинематическая схема привода
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода скребкового транспортера.
1, 2, 3 - обозначение валов привода;
-асинхронный трехфазный электродвигатель;
-упругая втулочно-пальцевая муфта;
-горизонтальный одноступенчатый редуктор с косозубыми цилиндрическими колесами; плоскоременная передача.
1.2Выбор электродвигателя
Определим необходимую мощность электродвигателя по формуле: (1.1)
;
где - мощность на валу электродвигателя;
= 3.6 кВт - заданная мощность на выходном валу привода;
= 0,98 - коэффициент полезного действия цилиндрической зубчатой передачи в закрытом корпусе ( с.5, таблица 1.1);
= 0.98 - коэффициент полезного действия передачи ( с.5, таблица 1.1).
= 3.7 кВт
Учитывая, что возможен запуск в загруженном состоянии, выбираем электродвигатель с повышенным пусковым моментом ( с.390, Приложение П1):
Электродвигатель 4А112МВ6:
4 кВт - номинальная мощность электродвигателя;
1000 об/мин - синхронная частота вращения вала электродвигателя;
S = 5,1 % - скольжение;
2 - отношение величины пускового и номинального вращающих моментов.
1.3Выбор передаточных чисел ступеней привода
Требуемое передаточное число выбираем по формуле:
; (1.2)
где u -передаточное число привода;
- асинхронная частота вращения вала, выбранного электродвигателя:
(1.3)
где 1000 об/мин - синхронная частота вращения вала электродвигателя (см. п.1.2);
S = 5.1 % - скольжение (см. п.1.2).
1000 - 5.1 10 = 949 об/мин.
100 об/мин - заданная частота вращения ведомого вала привода,
= 9.5
Принимаем по ГОСТ 2185-66 ( с.36):
передаточное число зубчатой передачи 2
тогда для ременной передачи принимаем передаточное число
(1.4)
= 4.75принимаем 5
Фактическое передаточное число привода
(1.5)
Погрешность в процентах составляет
(1.6)
.4Расчет основных параметров привода
Мощность на валах (см. п. 1.2):
4 кВт;(1.7)
кВт; (1.8)
кВт.(1.9)
Частота вращения на валах:
949 об/мин; (1.10)
об/мин; (1.11)
об/мин. (1.12)
Угловая скорость на валах:
рад/с; (1.13)
рад/с; (1.14)
рад/с. (1.15)
Вращающий момент на валах:
; (1.16)
; (1.17)
. (1.18)
Результаты расчетов сводим в таблицу.
Таблица 1.1- Характеристики привода
Наименование показателяОбозначениеЕдиница измеренияНомер вала123МощностькВт43.93.8Частота вращенияоб/мин949474.594.5Угловая скоростьрад/с99.349.69.8Вращающий момент40.278.6387.7
2.Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений
.1Выбор материалов и термической обработки зубчатых колёс
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ( с.34, таблица 3.3)
Таблица 2.1- Механические свойства сталей, выбранных для изготовления зубчатых колес.
Марка сталиДиаметр заготовки ммТвердость НВТермообработкаШестерня40ХДо 120мм270улучшениеКолесоСталь 45Свыше 120мм200улучшение
.2 Расчет допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле( с.33, формула 3.9):
(2.1)
где = 2НВ + 70- предел контактной выносливости при базовом числе циклов( с.34, таблица 3.2)
для шестерни 2HB + 70 = 22270 + 70 = 610 Н/
для колеса 2HB + 70 = 22200 + 70 = 470Н/
KHL=1 - коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной работе редуктора (2 года, в 2 смены) ( с.33);
- козффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали ( с.33).
для шестерни МПа
для колеса = 427.3 МПа
Расчетное допускаемое напряжение определяем по формуле( с.35, формула 3.10):
(2.2)
Проверим выполнение условия:
, как правило =
2.2Расчет допускаемых напряжений изгиба
Допускаемых напряжений изгиба определяем по формуле ( с.43, формула 3.24):
(2.3)
где =1,8НВ - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ( с.44, 45 таблица 3.9)
для шестерни =1,8НВ = 1.8 270 = 486 МПа
для колеса =1,8НВ= 1.8 200 = 360 МПа
- коэффициент безопасности ( с.43),
где 1,75 (для улучшенной стали) - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес( с.44, 45 таблица 3.9);
1 (штамповка) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатых колес.
для шестерниМПа
для колеса М
3. Проектный расчет зубчатой передачи
.1 Определение межосевого расстояния
Межосевое расстояние передачи определяем из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев по формуле (
(3.1)
где - межосевое расстояние;
= 43 - для косозубых передач (;
2 - передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);
786 Нм - вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);
1,25 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (;
= 441.8 МПа - расчетное допускаемое контактное напряжение (п.2.2);
0,5 - коэффициент ширины зубчатого венца (.
=81.4мм
Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 (: