Расчет привода скребкового транспортера

     u= u₁ u₂… u_п

     u_пр= u_зп* u_уп=(3…6)(2…6)=6…36

     При N_дв=18,5 кВт; n_дв=975 1/мин.

     u_зп=4; u_цеп=2,5;

     u_пр=4*2,5=10

     Погрешность расчета выбора передаточного отношения:

     ∆=10-9,75/9,75=0,076=7,6%

     Потери  мощности на выходе из привода:

     N_дв=18,5 кВт.

     Потери  на первом участке:

     N₁= N_дв* η_М=18,5*0,99=18,3 (кВт)

     Потери  на втором участке:

     N₂= N₁* η_пп* η_зп* η_пп=18,3*0,99*0,93*0,99=16,7 (кВт)

     Потери  на третьем участке:

     N₃= N₂* η_цп* η_пп=16,7*0,92*0,99=15,2 (кВт)

     Потери  частоты вращения на выходе из привода:

     n_дв=975 1/мин.

     Потери  на первом участке:

     n₁= n_дв=975 1/мин.

     Потери  на втором участке:

     n₂= n₁/ u_зп=975/4=243,75 1/мин.

     Потери  на третьем участке:

     n₃= n₂/ u_цп=243,75/2,5=97,5 1/мин.

     Угловая скорость звеньев:

     ω=π* n_i/30= n_i/9,75

     ω_дв= n_дв/9,75=975/9,75=100 (1/с)

     ω₁= n₁/9,75=975/9,75=100 (1/с)

     ω₂= n₂/9,75=243,75/9,75=25 (1/с)

     ω₃= n₃/9,75=97,5/9,75=10 (1/с)

     Моменты звеньев:

     Т_дв= N_дв/ ω_дв=18,5*10³/100=185 (Н*м)

     Т₁=N₁/ ω₁=18,3*10³/100=183 (Н*м)

     Т₂= N₂/ ω₂=16,7*10³/100=668 (Н*м)

     Т₃= N₃/ ω₃=15,2*10³/100=1520 (Н*м) 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет цепной передачи с роликовой цепью:

1. При n₂=243,75 1/мин выбираем шаг цепи t=50,70 мм
2. По табл. 2,25 при u_цеп=2,5 рекомендуемое число зубьев z₁=26
3. Окружная скорость цепи: z₁*n₁*t/60*1000=26*243,75*50,70/60*1000=5,36 м/с
4. Окружное усилие передаваемое цепью:

     F_t=1000N/v=1000*16,7/5,36=3116 H

     5.Согласно  условий эксплуатации принимаем К₁=1 (нагрузка спокойная); К₂=1 (передвигающиеся опры);К₃=1 (с учетом зависимости принимаем а=50t); К₄- ( наклона нет передача расположена под <0^º); К₅=1,5

     (периодическая  (нерегулярная)); К₆=1,5 (непрерывная работа). При этом коэффициент эксплуатации:

         К_э=К₁* К₂* К₃* К₅* К₆=1*1*1*1,5*1,5*1,5=3,38

5. Расчетная ширина цепи:

     В=

     По  стандарту выбираем цепь 3-25-18,9 у  которой В=93 мм; Q_разр=189000 Н; q=10,6 кг

     2.1 Расчет нагрузок цепной передачи:

1. Натяжение от провисания ведомой ветки от собственной массы

     Ft=K_f*b*q*a=6*10,6*9,81*2535=1582 Н

     Где К_f=6-коэффициент провисания

     а=50t=50*50,70=2535 мм

2. Натяжение от центробежных сил:

     F_y=q*v²=10,6*5,36²=295 H

3. Окружное усилие F_t=3116 Н
4. Суммарное натяжение ведущей ветви

     F_∑вщ=F_f + F_y+ Ft*R=1582+305+3116*1=5003 H

5. Нагрузка действующая на валы

     R=(1,15…2)Ft=1,2*3116=3739 Н

6. Проверяем цепь по запасу прочности

     n=Q_разр/ F_∑вщ=189000/5003=37,7

     что значительно больше допускаемого =20…25 

     2.2 Геометрический расчет передачи

1. Межосевое расстояние а=2535
2. Число зубьев ведомой звездочки z₂= z₁*u=26*2,5=65
3. Длина цепи выраженная в шагах

     L_t= )^{2 2}

     Количество  звеньев цепи округляем до четного числа  L_t=146, чтобы избежать применения переходного соединения звена.

     4.Действительное межосевое расстояния, соответствующее округленной длине L_t, не вычисляем, так как электродвигатель установлен на салазках

     5. Делительные окружности звездочек определяем:

     ведущей      d_d1=t/sin(180/z₁)=50,70/(180/26)=420 мм

     ведомой     d_d1=t/sin(180/z₂)=50,70/(180/65)=1049 мм 
 
 
 
 
 
 
 

3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

     Номинальная мощность, передаваемая шестерней N₁=18,3 кВт,

     Частота вращения шестерни n₁=975 1/мин; передаточное число редуктора u=4; срок службы передачи t=25000ч; нагрузка спокойная; нагрузка в две смены; передача не реверсивная; шероховатость поверхности зубьев по 6-му классу (ГОСТ2789-73); габариты редуктора ограничены.

     Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса.

По табл. 3,12 назначаем материал для шестерни и колеса – сталь 40 ХН (поковка); термообработка-улучшение. Для шестерни при радиусе заготовки до 100 мм.

     σ_в=850 МПа; σ_т=600 МПа; 230…300НВ₁;

     2. Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни

      [σ_F]= σ_Flim1*Y_S*Y_R/ S_F

     Предварительно  находим прел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу перемены напряжений

     σ_Flim1= σ⁰_limb1*K_FC*K_FL

     где предел выносливости при изгибе, соответствующий  базовому числу циклов перемены напряжений.

     σ⁰_limb1=1,8НВ₁ =1,8*265=477 МПа

     Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC=1,0 коэфициент долговечности

     K_FL1=

     При НВ<350 m_F=6, базовое число циклов перемены напряжений

     N_FO=4*10⁶;

     Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

     N_FE1=N_∑1=60* n₁t_ч=60*975*25000=1,4625*10⁸

     Соответственно

     K_FL1=

     но  так как N_FE1=1,4625*10⁸> N_FO=4*10⁶, принимаем K_FL1=1,0. Соответственно σ_Flim1=477*1,0*1,0=477 МПа. Коэффициент безопасности

     S_F=S¹_F* S¹¹_F=1,75*1,0=1,75 (табл. 3,19). S¹_F=1,0(табл. 3,21).

     Коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации  напряжений Y_S=1. Коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y=1,0

     Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

     [σ_F1]=(477/1,75)*1,0*1,0=272 МПа

     3. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

     [σ_F2]= (σ_Flim2/S_F)* Y_S*Y_R

       Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений

     σ_limb2= σ⁰_limb2*K_FC*K_FL2

     где предел выносливости при изгибе, соответствующий  базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3,19)

     σ⁰_limb2=1,8НВ₂ =1,8*241=424 МПа

     Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (табл. 3,20) K_FC=1,0; коэффициент долговечности

     K_FL2=

     При НВ<350 m_F=6, базовое число циклов перемены напряжений

     N_FO=4*10⁶; Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

     N_FE2=N_∑2=60* n₂t_ч=60*243,75*25000=3,65625*10⁹

     Соответственно 

     K_FL2=

     Но  так как N_FE2=3,65625*10⁹> N_FO=4*10⁶ принимаем K_FL2=1,0

     Предел  выносливости

     σ_Flim2=434*1,0*1,0=434 МПа

     Коэффициент безопасности S_F=1,75

     Коэффициент учитывающий чувствительность напряжений Y_S=1,0

     Коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y_R=1,0.

     Допускаемой напряжение изгиба для колеса [σ_F]=434/1,75=248 МПа

4. Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

     [σ_FМ1]= σ_FlimM1*Y_S/S_fM1

     Предварительно  находим предельное напряжение, не вызывающие остаточных деформаций или  хрупкого изгиба зуба (табл. 3.19).

     σ_FlimM1=4,8*HB1=4,8*265=1272 MПа

     Коеффициэнт безопасности S_FM1= S¹_FM1*S¹¹_FM1=1,75*1,0=1,75

     Здесь  S¹_FM1=1,75; S¹¹_FM1=S¹¹_F=1 (табл. 3,21).

     Коеффициэнт учитывающий чувствительность материала  к концентрации напряжений Y_S=1,0 следовательно,

     [σ_FМ1]=12,72/1,75=727 МПа

5. Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса

       [σ_FМ1]= σ_FlimM2/S_FM2

     Где предельное напряжение не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого изгиба зуба (табл. 3,19).

       σ_FlimM2=4,8HB₂=4,8*241=1157 МПа

     коеффициэнт безопасности

     S_FM2=S¹_FM2*S¹¹_FM2=1,75*1,0=1,75

     здесь S¹_FM2=1,75; S¹¹_FM2= S¹¹_F2=1,0. Коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, Y_S=1,0.

     Следовательно:

     [σ_FМ2]=(1157/1,75)*1,0=661 МПа

6. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

     [σ_Н1]= (σ_Н1lim1/S_H1)*z_R* z_V

     Предварительно  находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий  эквивалентному числу циклов перемены напряжений