123829 (Проектирование деталей машин)

1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. Исходные данные

Для приводов ленточных конвейеров:

F_t – окружная сила на барабане, кН, F_t=2.50 кН;

V – скорость движения ленты, м/с, V=0,6 м/с;

D_б – диаметр барабана, м, D_б=0.25 м.

1.2 Выбор электродвигателя

1.2.1 Определение потребляемой мощности привода

Потребляемую мощность привода (мощность на выходе) для ленточного конвейера определяют по формуле

,

где Р_вых. – потребляемая мощность привода, кВт.

.

1.2.2 Определение потребной мощности электродвигателя

,

где - общий КПД привода, определяемый как произведение КПД отдельных передач и муфт

.

Значения КПД передач и муфт приведены в таблице.

,

.

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала электродвигателя

Каждому значению номинальной мощности соответствует не один, а несколько типов электродвигателя с различными синхронными частотами вращения: 3000,1500,750 мин^-1. С увеличением быстроходности электродвигателя снижается его масса и стоимость. Однако с увеличением частоты вращения вала электродвигателя растет передаточное отношение привода. А так как передаточные числа отдельных передач имеют оптимальные значения, то реализовать большое передаточное отношение не всегда возможно. Поэтому, задаваясь рекомендуемыми значениями передаточных чисел, необходимо определить предполагаемую частоту вращения и по ней выбрать подходящий электродвигатель

где - рекомендуемые значения передаточных чисел передач привода;

- частота вращения приводного вала, мин^-1;

- предполагаемая частота вращение вала электродвигателя, мин^-1.

Частота вращения приводного вала для ленточного конвейера определяется по следующей зависимости:

; ;

По найденным значениям мощности и частоты вращения вала выбирают электродвигатель. При выборе электродвигателя допускается его перегрузка до 5-8% при постоянной нагрузке и до 10-12% - при переменной нагрузке.

По найденным значениям выбираем электродвигатель АИР112МА8/709 ТУ 16-525.564-84 с параметрами:

мощность – 2,2 кВт, частота – 709 .

1.3 Определение общего передаточного отношения привода и разбивки его по ступеням

После выбора электродвигателя определяют общее передаточное отношение привода

,

где - номинальная частота вращения вала выбранного электродвигателя (частота, соответствующая его паспортной мощности ), .

.

Если в схеме привода отсутствует ременная или цепная передачи, то передаточное отношение редуктора . Далее производят распределение передаточного отношения редуктора между его ступенями. От того, как распределено передаточное отношение, зависит масса и габариты редуктора. Лучшие показатели имеют редукторы, у которых диаметры колес всех ступеней близки между собой, что благоприятно и с точки зрения смазки.

Так как быстроходная ступень менее нагружена, чем тихоходная, то передаточное число этой ступени рекомендуется брать больше, чем тихоходной.

Полученные передаточные числа отдельных ступеней редуктора необходимо согласовать со стандартными значениями. Номинальные передаточные числа зубчатых передач стандартизованы по СТ СЭВ 229-75.

Передаточное число тихоходной передачи:

; ; .

Передаточное число быстроходной передачи:

; .

Выбираем стандартные передаточные числа:

быстроходной – 2,8;

тихоходная – 5,6.

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

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

,

где - мощность на первом валу, кВт;

- КПД муфты.

.

,

где - мощности на предыдущем и последующем валах, кВт;

- КПД зубчатой передачи.

; ;

; .

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя. Если вал редуктора непосредственно соединяется с валом электродвигателя, то:

;

,

где - частота вращения соответственно и валов, ;

- передаточное число ступени редуктора.

;

.

Крутящие моменты на валах определяют по формуле

;

где - крутящий момент на валу, ;

- мощность на валу, кВт;

- частота вращения вала, .

;

;

.

Результаты произведенных расчетов заносим в таблицу.

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

2.1 Выбор материала и термической обработки колес

В зависимости от требований к габаритам передачи и условий эксплуатации применяем материал изготовления зубчатых колес сталь марки 40Х и термическую обработку колеса – улучшение с твердостью 235 – 262 НВ, а шестерни – улучшение с твердостью 269 – 302 НВ.

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Определение срока службы передачи - , ч

.

2.2.2 Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

Допускаемые контактные напряжения , МПа, определяем для шестерни и колеса отдельно, при этом

,

где - базовое допускаемое напряжение, МПа;

- коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле

где - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей, ;

- коэффициент, учитывающий влияние скорости, ;

- коэффициент запаса прочности, .

Базовое допускаемое напряжение шестерен

, МПа,

колес –

, МПа.

Коэффициент долговечности определяется по формуле

,

где - базовое число циклов нагружения;

- эквивалентное число циклов нагружения;

- показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, .

Базовое число циклов нагружения принимается равным

.

Если получилось больше , то принимают равным .

Базовое число циклов нагружения шестерен - , колес - .

Эквивалентное число нагружения определяется по зависимости

,

где - коэффициенты с графика нагрузки.

В случае получения .

Эквивалентное число нагружения шестерен косозубой передачи

.

Эквивалентное число нагружения колес косозубой передачи

.

Эквивалентное число нагружения колес косозубой передачи и шестерен прямозубой передачи равно .

Эквивалентное число нагружения колес прямозубой передачи

.

Коэффициент долговечности шестерен косозубой передачи равен .

Коэффициент долговечности колес косозубой передачи равен

.

Коэффициент долговечности шестерен прямозубой передачи равен . Коэффициент долговечности колес прямозубой передачи равен

.

Допускаемые контактные напряжения шестерен косозубой передачи равны

.

Допускаемые контактные напряжения колес косозубой передачи равны

.

Допускаемые контактные напряжения шестерен прямозубой передачи равны

.

Допускаемые контактные напряжения колес прямозубой передачи равны

.

За расчетное допускаемое напряжение для косозубой передачи принимаем наименьшее из двух допускаемых напряжений для материала шестерни или колеса .

Принимаем допускаемое напряжение для косозубой передачи , для прямозубой передачи .

2.2.3 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на изгиб

Допускаемые напряжения на изгиб , МПа, определяют для шестерни и колеса отдельно, при этом

,

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

- коэффициент, вводимый при двухстороннем приложении нагрузки: - односторонняя нагрузка;

- коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле

,

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

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании с ;