Решение задачи «Расчет привода цепного конвейера»
Рис. 10.24 Привод подвесного конвейера:
1 – двигатель; 2 – упругая муфта со звездочкой; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – коническая зубчатая передача; 5 – звездочка грузовой цепи
Исходные данные:
Тяговая сила цепи F = 2кН.
Скорость грузовой цепи v = 0,45м/с.
Шаг грузовой цепи р = 80 мм.
Число зубьев звездочки z = 7.
Допускаемое отклонение скорости грузовой цепи δ = 5%.
Срок службы привода LГ = 6 лет.
Подбор электродвигателя и кинематический расчет привода
Определяем требуемую мощность подвесного конвейера:
P = F·v=2·103·0,45=900 Вт.
Общий КПД привода:
h = hз.пhм hп.кhо.п,
где hз.п = 0,97 КПД пары зубчатых колес(закрытой передачи) (табл. 10.8);
hм = 0,98 КПД муфты;
hп.к = 0,99 подшипников качения;
hо.п = 0,96 зубчатой передачи (открытая передача);
h = 0,97·0,98·0,993·0,96 = 0,885.
Требуемая мощность электродвигателя:
По табл. 10.7 выбираем двигатели серии А4 с номинальной мощностью 1,1 кВт
Вариант |
Тип двигателя |
Номинальная мощность Pном, кВт |
Частота вращения, об/мин |
|
синхронная |
При номинальном режиме работы nном |
|||
1 |
4АМ71В2У3 |
1,1 |
3000 |
2810 |
2 |
4АМ80А4У3 |
1,1 |
1500 |
1420 |
3 |
4АМ80В6У3 |
1,1 |
1000 |
920 |
4 |
4АМ90LВ8У3
|
1,1 |
750 |
700 |
Частота вращения приводного вала рабочей машины:
Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов:
Up = nд.в / nр.м, и произведем разбивку общего передаточного числа,
принимаем передаточное число редуктора: up = 4,5.
Вариант |
Тип двигателя |
Общее передаточное число привода |
Передаточное отношение открытой передачи |
Выводы |
1 |
4АМ71В2У3 |
58,29 |
12,95 |
Большое передаточное число привода |
2 |
4АМ80А4У3 |
29,45 |
6,54 |
Большое передаточное число привода |
3 |
4АМ80В6У3 |
19,08 |
4,24 |
Предпочтительный вариант |
4 |
4АМ90LВ8У3 |
14,52 |
3,22 |
Не рекомендуется для приводов общего назначения |
Определим допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины:
Допускаемая частота вращения приводного вала рабочей машины:
[nр.м]= nр.м +∆nр.м = 48,21 +2,41=50,62 об/мин.
Фактическое передаточное отношение привода:
Передаточное отношение открытой передачи:
.
Частоты вращения и угловые скорости валов редукторов и приводного барабана:
wдв = pnдв/30 = p 920/30 = 96,34 рад/с.
Быстроходный вал редуктора |
n1 = nд.в = 920 об/мин |
w1 = wд.в = 96,34 рад/с |
Тихоходный вал редуктора |
n2 = n1/uз.п= 920/4,5 = = 204,44 об/мин |
w2 = w1/Up = 96,34/4,5= = 21,41 рад/с |
Вал рабочей машины |
nр.м= n2/uо.п= 204,44/4,04 = = 50,61 об/мин |
w2 = w1/Up =21,41/4,04=5,3 рад/с |
Вращающий момент на валу электродвигателя
Тд.в = Pд.в/ wд.в = 1,1 103/96,34 = 11,42 Н·м.
Вращающий момент на валу шестерни
Т1 = Тдв hм hп.к = 11,42·0,98·0,99 = 11,08 Н м.
Вращающий момент на валу колеса
Т2 = Т1 uз.п hз.п hп.к = 11,08·4,5·0,97·0,99 = 47,87 Н м.
Вращающий момент на валу рабочей машины
Тр.м = Т2 uо.п hо.п = 47,87·4,04·0,96 = 185,66 Н м.
Расчет зубчатых колес редукторов
Выбор твердости, термообработки и материалов колес
Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – НВ 200.
Выбор допускаемых контактных напряжений
Допускаемые контактные напряжения при числе циклов перемены напряжений N Но : [s]Но=1,8∙НВср + 67,
где HBср — средняя твердость зубьев шестерни и колеса,
НВср = (200+230)/2=215;
[s]Но=1,8∙НВср +67=1,8∙215+67=454 МПа.
Определим коэффициент долговечности:
,
где NH0 =10 млн циклов – базовое число циклов (табл.10.12);
N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка);
N = 573ωLH, где ω ‑ угловая скорость соответствующего вала; LH –срок службы привода, ч; LН = LГ 365KГ tс Lс Kс, где KГ = 0,8 – коэффициент годового использования; tс = 8 ч, продолжительность смены; Lс = 2 – число смен в день; Kс = 0,9 – коэффициент сменного использования.
Определим коэффициент долговечности шестерни:
LН = LГ 365KГ tс Lс Kс = 6 365 0,8 8 2 0,9 = 25,2 103 ч.
N1 = 573∙ ω1LH = 573 96,34 25,2 103 = 1,39 109 циклов.
N2 = 573∙ ω1LH = 573 21,41 25,2 103 = 3,09 108 циклов.
;
.
Принимаем коэффициенты долговечности KHL1 = KHL2 =1.
Допускаемые контактные напряжения:
[s]Н1 = [s]Но КLH1 = 454 МПа;
[s]Н2 = [s]Но КLH2 = 454 МПа.
Выбор допускаемых напряжений изгиба
Допускаемые напряжения изгиба при числе циклов перемены напряжений NFо : [s]Fо = 1,03∙НВср = 1,03∙215 = 221,45 МПа.
Коэффициент долговечности рассчитываем аналогично по формуле
;
NF0
=4∙106
(табл. 10.12), принимаем
KF1 = KFL2 = 1.
Допускаемые напряжения изгиба:
[s]F1 = [s]F2 = [s]Fо KF1 = 221,45 МПа.
Межосевое расстояние
При выбранной термообработке колес и скорости колеса V < 15 м/с зубья полностью прирабатываются и коэффициент KНβ = 1,0.
Принимаем
для цилиндрических колес коэффициент
ширины венца по межосевому расстоянию
.
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:
,
где
- вспомогательный коэффициент. Для
косозубых передач
,
для прямозубых –
;
- коэффициент ширины венца колеса, равный
0,28…0,36 – для шестерни, расположенной
симметрично относительно опор в
проектируемых нестандартных одноступенчатых
цилиндрических редукторах;
- для шестерни, консольно расположенной
относительно опор, – в открытых передачах;
- передаточное число редуктора или
открытой передачи;
- вращающий момент на тихоходном валу
при расчете редуктора или на приводном
валу рабочей машины при расчете открытой
передачи, Нм;
-
допускаемое контактное напряжение
колеса с менее прочным зубом или среднее
допускаемое контактное напряжение,
;
- коэффициент неравномерности нагрузки
по длине зуба для прирабатывающихся
колес принимаем
=
1.
Передаточное число нашего редуктора Uр = 4,5
Принимаем значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 – 6 аW = 95 мм.
Нормальный модуль зацепления. Принимаем по следующей рекомендации:
где Кm = 5,8 для прямозубых передач;
Т2 = 47,87 Нм;
d2 = 2aw u/(u+1) = 2∙95∙4,5/(4,5+1) = 155,45 мм;
b2 = ψa aw =0,315∙ 95 = 30 мм.
Полученное значение модуля m округлить в большую сторону до стандартного из ряда чисел:
Таблица 10.14