Привод к ковшовому транспортеру

 

 

Рис. 1.Схема установки:

1– электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор.

 

Исходные данные
Мощность на тихоходном валу nt, кВт	7,4
Частота вращения тихоходного вала nт, об/мин
Коэффициент перегрузки	1,9
Срок службы в годах
Число смен за сутки

 

 

 

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Требуемая мощность электродвигателя вычисляется по формуле

.

Здесь h – коэффициент полезного действия (КПД) привода, определяемый по формуле

.

Для закрытой зубчатой цилиндрической передачи h₁= 0,975. Учитывая, что редуктор имеет два вала, потери на трение в опорах каждого вала принимаются h₀=0,993

кВт (гл. 1. §1.1 [1]).

Частота вращения вала n_т=400 об/мин (исходные данные). По данным табл. П1 подходят электродвигатели асинхронные серии 4А закрытые обдуваемые (по ГОСТ 19523-81):

1) 132М2 Р=11,0 кВт, n_c=3000об/мин и S=2,3 %;

2) 132М4 Р=11.0 кВт, n_c =1500 об/мин и S =2,8 %;

3) 160S6 Р=11.0 кВт, n_c=1000об/мин и S =2,7 %;

4) 160М8 Р=11,0 кВт, n_c =750 об/мин и S=2,5 %.

Так как при выборе первого из указанных двигателей с n=3000 об/мин понадобится передаточное число, равное 7,5 , а двигатель с n_c =750 об/мин имеет большие габариты, то выберем двигатель 132М4 с Р=11,0 кВт, S =2,8 % и n_c =1500 об/мин.

Номинальная частота вращения вала этого двигателя (форму- ла (1.3) [1]) n_ном = n_c (l-S)=1500(1-0.028)=1458 об/мин ,

а угловая скорость рад/с.

Передаточное отношение привода [1, c. 7]

.

По ГОСТ 2185-66 округляем вычисленное передаточное число до u=4 [1, с. 36].

Уточненная скорость тихоходного (ведомого) вала

w₂= w₁/u_p=152.6/4=38,15 рад/с;

n₂=1458/4 = 364,5 об/мин

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Н^.мм;

на валу колеса

Н^.мм.

Найденные величины сведены в табл.1.

 

Таблица 1

Вал	N, кВт	n, об/мин	w, с-1	Т, Нм
	7,65		152,6
	7,4	364,5	38,15

 

РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС РЕДУКТОРА

Выбор материала и термообработки

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы по средним механическим характеристикам: для шестерни – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения вычисляются через у_Hlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов (см. 3.9[1])

,

По табл. 3.2 [1] принимаем для колеса предел контактной выносливости

= 2НВ + 70 = 2×230 + 70 = 530 МПа.

Срок службы привода в часах

t_ч = t_год ∙ 300 ∙ t_смен ∙ 7 = 7 ∙ 300 ∙ 3 ∙ 7 = 44100 ч;

число циклов нагружений зубьев колеса

N_НЕ = 60 t_ч ∙ n₂ = 60 ∙ 44100 × 364,5 = 7,34∙10⁸.

Базовое число циклов для материала колеса (по табл.3.2 [1])

.

Коэффициент долговечности

.

Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности К_HL = 1. Примем коэффициент безопасности [S_Н] = 1,1.

Для косозубых колес допускаемое расчетное контактное напряжение по формуле (3.10) [1]

;

для шестерни

;

для колеса

.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

.

Требуемое условие выполнено [1, с.35].

Выбор коэффициента ширины венца и межосевого

Расстояния

Поскольку расположение колес относительно опор симметричное, то коэффициент К_Нв= 1,15 (см. табл. 3.1 [1]).

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию (см. с. 36 [1])

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев рассчитывается по формуле (3.7 [1]):

,

где для косозубых колес К_a=43, а передаточное число нашего редуктора u=4 (см. с. 32 и формулу (3.7) [1]).

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_W =160 мм (см. с. 36 [1]).