1. Кинематический расчёт привода
1.1. Выбор электродвигателя
1.1.1. Частота вращения выходного вала привода
,
об/мин.
где
линейная
скорость конвейера,
м/с;
диаметр
приводного органа, м:
м,
где
мм
– шаг тяговой цепи,
– число зубьев тяговой звёздочки.
Подставим
полученные значения в формулу
об/мин.
1.1.2. Ориентировочное значение передаточного числа привода на основании рекомендаций, представленных в табл.1 [1],
,
где
передаточное
число цепной передачи;
передаточное
число редуктора.
Тогда, 
.
Разобьем передаточное число редуктора по ступеням по табл.2 [1], откуда
для
тихоходной передачи
,
для
быстроходной передачи
.
1.1.3. Ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя
об/мин.
1.1.4. Коэффициент полезного действия привода (КПД)
г
де
зубчатой
цилиндрической передачи;
муфты;
цепной
передачи;
подшипников
скольжения;
подшипников
качения.
.
1.1.5. Потребная мощность двигателя
кВт.
1.1.6.
Согласно ГОСТ 19523 – 81 (табл.4, [1]), выбираем
электродвигатель мощностью
с частотой вращения вала, близкой к
.
Параметры двигателя
кВт,
об/мин,
его установочные и габаритные размеры
распечатаны на листе.
1.2. Уточнение передаточного числа привода
1.2.1. Действительное передаточное число привода
.
1.2.2.
Сравним действительное передаточное
число привода и ранее принятое
ориентировочно:
,
расхождение более
.
1.2.3. Проведём корректировку передаточного числа привода за счёт цепной передачи
.
Подбор электродвигателя можно осуществить с программного комплекса на ЭВМ. Пример такого расчёта представлен на рис.П2.2.
1.2.4. Частоты вращения всех валов привода:
об/мин;
об/мин;
об/мин;
об/мин.
1.2.5. Мощности, передаваемые валами:
кВт;
кВт;
кВт;
кВт.
1.2.6. Крутящие моменты на валах:
Нм;
Нм;
Нм;
Тяговое
усилие [кН] Р=17,00
Скорость
приводного органа [м/с]
V=
0,40
Диаметр
приводного органа [м]
D= 0,32
Мощность
на выходном валу (NW=P∙V)
[квт]
NW= 6,80
Обороты
выходного вала (n=60∙V/3.14/D) n= 23,66
Общее
КПД привода
n= 0,823
Эффективная
(потребная) мощность (Nf=NW/h) Nf= 8,26
Электродвигатели
асинхронные
по ГОСТ 19523-8
Синхронная
(теоретическая) частота вращения вала
n=1500
об/мин
Nп/п
Тип
n,
кВТ
n,
об/мин
М
пуск/М, ном
G∙D2,
H∙м2
10
4А132М4
11,0
1460
2,2
1,6
Передаточное
число привода
(U=
n
дв./n
вых.)
U=
61,71.
Оптимальность
конструкции привода во многом зависит
от правильности распределения
передаточного числа привода по передачам
схемы задания
U=U1∙U2∙U3…∙U1.
Решайте эту задачу обдуманно.
Рис.П2.2. Подбор двигателя с помощью ЭВМ
(вид распечатки на принтере)
2. Выбор материала и термообрабртки
Основным материалом для изготовления зубчатой пары примем сталь 40ХН (табл.8, [1]). Термообработка колеса – улучшение, твёрдость НВ 269…302; термообработка шестерни – улучшение + закалка ТВЧ, твёрдость поверхности НRС 48…53.
2.1.
Допускаемые контактные напряжения при
расчёте на выносливость
определяются отдельно для зубьев
шестерни
и для колеса
по выражению
,
где
предел
контактной выносливости, соответствующий
эквивалентному числу циклов перемен
напряжений, МПа;
коэффициент
безопасности (табл.9,[1]);
коэф-фициент,
учитывающий, шероховатость рабочих
поверхностей зубьев (
при
,
при
,
,
при
мкм);
коэф-фициент,
учитывающий влияние окружной скорости
(
).
Общее время работы привода
где
лет
– срок службы, в годах;
коэффициент
суточного использования;
коэффициент
годового использования.
ч.
Коэффициент долговечности
,
где
базовое
число циклов изменения напряжений;
эквивалентное
число циклов изменений напряжений.
,
где
величинаi-го
момента гистограммы;
величина
расчётного момента;
частота
вращения вала, по которому ведётся
расчёт передачи, об/мин;
для
вала 1
циклов;
для
вала 2
циклов;
для
вала 3
циклов.
Базовое
число циклов для шестерни
,
для колеса
.
Коэффициент долговечности:
,
,
.
Так
как
,
то принимаем
.
Предел контактной выносливости
,
где
предел
контактной выносливости, соответствующий
общему числу циклов перемен напряжений,
МПа (табл.9, [1]).
МПа,
МПа,
МПа,
МПа.
Допускаемое контактное напряжение:
МПа,
МПа,
МПа.
В качестве допустимого контактного напряжения, учитывая большую разность средних твёрдостей активных поверхностей зубьев их колёс, принимаем меньшее из двух полученных по зависимостям:
МПа;
МПа;
МПа
Мпа.
Принимаем
МПа,
МПа.
2.2.
Проверочный расчёт зубчатых передач
на изгиб
выполняется отдельно для зубьев шестерни
и колеса по допускаемым напряжениям
изгиба
и
,
которые определяются по выражению
,
где
предел
выносливости зубьев при изгибе,
соответствующий эквивалентному числу
циклов перемен напряжений, МПа;
коэффициент
безопасности (табл.10,[1]);
коэф-фициент,
учитывающий шероховатость рабочих
поверхностей зубьев;
коэффициент,
учитывающий влияние окружной скорости.
Э
квивалентное
число циклов перемен напряжений
,
где
при
;
при
;
для
вала 1
циклов;
для
вала 2
циклов;
для
вала 3
циклов.
Коэффициент долговечности
,
где
базовое
число циклов перемен напряжений.
;
;
.
Таблица П2.1
Выбор допускаемых напряжений (расчёт проведён ЭВМ)
|
|
№ ступени |
Материал |
Твердость |
[σ] f |
[σ] h |
|
Шестерня |
1 |
40ХН |
50 |
223 |
831 |
|
Колесо |
1 |
40ХН |
280 |
216 |
544 |
|
|
№ ступени |
Материал |
Твердость |
[σ] f |
[σ] h |
|
Шестерня |
2 |
40ХН |
50 |
223 |
831 |
|
|
2 |
40ХН |
280 |
216 |
623 |
КолесоОкончание табл. П2.1
Исходные данные:
|
Количество ступеней моментов на гистограмме |
2 |
|
Момент на 1-й ступени (в долях от номинального момента) |
1,00 |
|
Продолжительность работы с 1-м уровнем момента (в долях от общего срока службы) |
0,50 |
|
Момент на 2-й ступени (в долях от номинального момента) |
0,30 |
|
Продолжительность работы с 2-м уровнем момента (в долях от общего срока службы) |
0,50 |
|
Количество валов в приводе |
3,000 |
|
Количество валов в редукторе |
3,000 |
|
Частота вращения ведущего вала редуктора |
1460 |
|
Срок службы привода (в годах) |
6,00 |
|
Коэффициенты работы привода: Ксут Кгод |
0,300 0,600 |
|
Передаточное число 1-й ступени привода |
5,570 |
|
Передаточное число 2-й ступени привода |
4,310 |
Промежуточные результаты расчёта:
|
Номер вала |
Nсум. |
Kf |
Kh | ||
|
1 |
425571424 |
1,000 |
1,000 | ||
|
2 |
76404200 |
1,000 |
1,000 | ||
|
3 |
17727192 |
1,000 |
1,145 | ||
|
Базовые значения циклов перемены напряжения | |
|
Для зубчатых передач при расчете на изгиб |
4х106 |
|
Для зубчатых передач при расчете на контактные напряжения |
40х106 |
|
Для червячных передач при расчете на изгиб |
106 |
|
Для червячных передач при расчете на контактные напряжения |
106 |
Предел выносливости зубьев
,
где
предел
выносливости зубьев при изгибе,
соответствующий базовому числу циклов
перемен напряжения, МПа (табл.10,[1]).
МПа;
МПа;
МПа.
Допускаемые напряжения на изгиб:
для
шестерни
МПа;
для
колеса
МПа.
Аналогичный расчёт допускаемых напряжений можно провести на ЭВМ, что позволяет расширить диапазон поиска необходимого материала (см.табл.П2.1).