Привод спирального гидроклассификатора

Исходные данные:

Мощность на валу спирали Рвых= 1,5 кВт.

Частота вращения спирали пвых=52 об/мин.

Срок службы Т=10000 часов.

Твёрдость рабочих поверхностей зубьев НВ<350.

1. Nm Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

1.1. Определение требуемой мощности электродвигателя

В соответствии с рекомендациями [5,с.41]:

КПД муфты принимаем =0,98;

Коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения 0,99-0,995; принимаем =0,99;

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс 0,96-0,97; принимаем =0,97;

КПД открытой цилиндрической передачи 0,95-0,96; принимаем =0,95;

Общий кпд редуктора

= * * * = 0,98* 0,99 *0,97*0,95=0,876.

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр=Pвых/ =1500/0,876=1,71 кВт;

2. Выбор электродвигателя.

По требуемой мощности в соответствии с [4, с.328] выбираем электродвигатель 4А90L4. Его основные параметры:

а) номинальная мощность Рном=2,2 кВт;

об/мин

б) синхронная частота вращения п=1500 об/мин;

в) диаметр выходного конца вала dдв=24 мм;

г) скольжение s=5,1%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения:

пдв=п(1-s)=1500(1-0,051)= 1423,5 об/мин.

2. Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням привода.

Передаточное отношение привода:

U=пдв /пвых=1423,5 /52=27,38;

По рекомендациям [4, с.7], а также, учитывая стандартный ряд передаточных чисел, намечаем частные передаточные числа:

открытой цилиндрической передачи =5

Тогда передаточное число редуктора

u1=U/u2=27,38/5=5,48.

Ближайшее стандартное значение – 5,6.

Погрешность

u2= [(5,6-5,48)/5,48]*100%=2,28% < [u];

[u]=3% [4, c.29]; таким образом, уточнённое значение передаточных чисел: u1=5,6; u2=5;

2. Кинематический расчёт привода.

Определяем частоты вращения на валах привода:

п1=пдв=1423,5 об/мин;

п2=п1/u1=1423,5/5,6=254,2 об/мин;

п3=п2/u2=254,2/5=50,84 об/мин;

Угловые скорости на валах привода:

w1= п1/30=3,14*1423,5/30=148,99 рад/с;

w2=w1/u1=148,99/5,6=26,61 рад/с;

w3=w2/u2=26,61/5=5,32 рад/с;

Крутящий момент на валу электродвигателя:

Тдв=Ртр /w1=1,71*1000 /148,99=11,49 Нм;

Крутящие моменты на валах привода:

Т1= Тдв* * =11,49*0,98*0,99=11,15 Н м;

Т2=Т1 * u1 * * =11,15* 5,6* 0,97*0,99=59,95 Н м;

Т3=Т2 * u2 * * =59,95* 5* 0,99*0,95=281,89 Н м;

2. Расчёт зубчатых колёс редуктора

2.1 Выбор материала

По рекомендациям [4, с.28] и требованиям исходных данных (твёрдость рабочих поверхностей зубьев НВ<350), выбираем материалы со следующими механическими характеристиками:

для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение,

твёрдость НВ 230;

для колеса – сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 200.

2.2 Определение допускаемых контактных напряжений. Допускаемые контактные напряжения

= ;

где – допускаемые контактные напряжения шестерни

– допускаемые контактные напряжения колеса;

=(2HB1+70)KHL / [SH];

=(2HB2+70)KHL /[SH];

KHL – коэффициент долговечности;

;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости. В соответствии с [5, с.51] в зависимости от твёрдости материала

для шестерни циклов

для колеса циклов

N_HE – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка)

где w – угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода (ресурс);

для шестерни циклов

для колеса циклов.

Так как , то

[S_H]=1,1; - коэффициент запаса.

допускаемые контактные напряжения шестерни

=(2*230+70)*1/ 1,1=481,82 МПа;

допускаемые контактные напряжения колеса

=(2*200+70)*1/ 1,1=427,27 МПа;

=0,45 (481,82+427,27)=409,1 МПа;