Привод спирального гидроклассификатора

Исходные данные:

Мощность на валу спирали Рвых= 4500 Вт.

Частота вращения спирали пвых= 75 мин^-1.

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 0,96-0,98; принимаем =0,98;

КПД открытой цилиндрической передачи 0,95-0,98; принимаем =0,98;

Общий кпд редуктора

= * * * = 0,98* 0,99²*0,98*0,98=0,92.

Требуемая мощность электродвигателя

Ртр=Pвых/ =4500/0,92=4,89 кВт;

2. Выбор электродвигателя.

По требуемой мощности в соответствии с [4, с.328] выбираем электродвигатель 132S2. Его основные параметры:

а) номинальная мощность Рном=5,5 кВт;

б)синхронная частота вращения п=1000 об/мин;

в) диаметр выходного конца вала dдв=24 мм;

г) скольжение s=3,3%;

Частота вращения ротора электродвигателя с учётом скольжения:

пдв=п(1-s)=1500(1-0,051)= 967об/мин.

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

Передаточное отношение привода:

U=пдв /пвых=967/7.854=12.893

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

открытой цилиндрической передачи =5

Т огда передаточное число редуктора

Выберем тогда для клиноременной передачи U_{откыт. целин =}2,578

.

2. Кинематический расчёт привода.

Определяем частоты вращения на валах привода:

п1=пдв=967 об/мин;

п2=п1/u1=967/5=193,4 об/мин;

п3=п2/u2=193,4/2,579=75 об/мин;

Угловые скорости на валах привода:

w1= п1/30= 3,14*967/30=152,158рад/с;

w2=w1/u1=152,158/5=30,432рад/с;

w3=w2/u2=30,432/2,579= 5,32 рад/с;

Крутящий момент на валу электродвигателя:

Тдв=Ртр*n_зп /w1=5,1*1000 /152,158=31,419Нм;

Крутящие моменты на валах привода:

Т1= Тдв* *=31,419*0,96=30,16Н м;

Т2=Т1 * u1 * =30,16* 5* 0,97=144,843 Н м;

Т3=Т2 * u2 * =144.843* 2,579* 0,96=358.748Н 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;