Привод барабанной мельницы

Анализируя полученные значения передаточных чисел, делаем вывод: предпочтительнее второй вариант:

иобщ = 8,7727;   иред = 4.0;   ирп = 2,1932;   при пном = 965 мин -1.

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ1326УЗ, у которого Рдв = 5,5 кВт, а пном = 965 мин -1; передаточное числа привода иобщ = 8,7727, редуктора иред = 4.0, ременной передачи ирп = 2,1932.

1.5.4 Определение силовых кинематических  параметров привода

 

          Силовые (мощность и вращательный момент) и кинематические (частота вращения  и угловая скорость) параметры  привода рассчитывают на валах  исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Рдв и его номинальной частоты вращения пном .

Определяем мощности на каждом валу привода:

Р1 = Рдв = 5,5 кВт;

Р2 = Р1 ∙ ƞрп ∙ ƞп = 5,5 ∙ 0,96 ∙ 0,99 =5,23 кВт;

Р3 = Р2 ∙ ƞрп ∙ ƞп = 5,23 ∙ 0,98 ∙ 0,99 = 5,07 кВт.

Определяем частоту вращения каждого вала:

п1 = пдв = 965 мин -1;

п2 =     = 440 мин -1;

п3 =    110 мин -1.

Определяем угловые скорости каждого вала:

ω1 =    =    = 101 с -1;

ω2 =    =    = 46,05 с -1;

ω3 =   =   = 11,513 с -1.

 

 

 

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода:

Т =     Нм;

Т1 =    =   = 54,46 Нм;

Т2 =   =   = 113,6 Нм;

Т3 =   =   = 440,4 Нм.

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.3.

Таблица 1.3 – Силовые и кинематические параметры привода.

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин -1	Угловая скорость ω, с -1	Вращающий момент Т, Нм
1	5,5	965	101	54,46
2	5,23	440	46,05	113,6
3	5,07	110	11,213	440,4

Заключение. Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1.3 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров, Рвых и пвых соответствующих техническому заданию.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет закрытой цилиндрической прямозубой передачи

2.1 Схема передачи:

 

 

 

1 – шестерня;

2 – колесо

2.2 Задачи расчета:

- выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес;

- определение геометрических параметров  передачи;

- определение сил в зацеплении;

- выполнение проверочного расчета  на контактную прочность и  изгиб.

2.3 Данные для расчета

      Исходными данными  для расчета являются силовые  и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Таблица силовых и кинематических параметров редуктора

Вал	Р, кВт	n, мин -1	ω, с -1	Т, Нм
2	5,23	440	46,05	113,6
3	5,07	110	11,213	440,4

2.4 Условия расчета

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

ϬН. расч ≤ [Ϭ]H,    ϬF. расч ≤ [Ϭ]F,

где ϬН. расч и ϬF. расч – соответственно расчетные контактные и изгибные     напряжения проектируемой передачи;

     [Ϭ]H и [Ϭ]F – соответственно допускаемые контактные и изгибные напряжения материалов колес.

Допускается недогрука передачи - ϬН < [Ϭ]H не более 10 % и перегрузка

ϬН > [Ϭ]H до 5 %.

0,9[Ϭ]F  ≤ ϬF ≤ 1,05[Ϭ]F.

2.5  Расчет зубчатой передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало- и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяются стальные зубчатые колеса с твердостью ≤ 350НВ. При этом обеспечивается нарезиние зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ1 назначается больше твердости колеса НВ2,

                                   НВ1 = НВ2 + (20 – 50).                                                (2.1)

Рекомендуемый выбор материалов, термообработки и твердости колес приводятся в таблице      , а механические свойства сталей в таблице    .

2.5.1 Выбор материалов для изготовления  зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендации [1] выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью ≤ 350НВ (НВ ≤ 350). Принимаем материал для колеса – сатль 40, термообработка – улучшение, твердость сердцевины – 235НВ, твердость на поверхности – 261НВ.

НВср = (235+261)/2=248

Для шестерни – сталь 40Х. термообработка – улучшение, твердость сердцевины – 268НВ, твердость на поверхности – 302НВ.

НВср = (268+302)/2=285

НВ1 = 285 >НВ2 = 248 на 37 единиц, т.е. условие (2.1) выполняется.

Таблица 2.2 – Механические характеристики зубчатой пары

Материал		НВс	Ϭв	Ϭт	Твердость		Термообработка
					сердцевины	поверхности
Шестерня	Сталь 40Х	285	950	580	268НВ	302НВ	Улучшение
Колесо	Сталь 40Х	248	850	530	235НВ	261НВ	Улучшение

2.5.2 Определяем допускаемые контактные  напряжения [Ϭ]H и допускаемое напряжение изгиба [Ϭ]F

По таблице     определяем величину допускаемых контактных напряжений [Ϭ]H в зависимости от твердости:

[Ϭ]H0 = 1,8НВср + 67Н/мм2.

Учитывая, что срок службы привода 5 лет, принимаем коэффициент долговечности КHL=1, тогда получаем:

[Ϭ]H1= КHL ∙ [Ϭ]H01ср + 67 = 1∙ 1,8 ∙ 285 + 67 = 580 МПа;

[Ϭ]H2 = КHL ∙ [Ϭ]H02ср + 67 = 1 ∙1,8 ∙ 248 + 67 = 514 МПа.

В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:

                                 [Ϭ]H = [Ϭ]H2 = 514 МПа, т.к. передача прямозубая

Определяем допускаемое напряжение изиба по таблице    в зависимости от НВср

[Ϭ]F0 = 1,03 НВср.

Учитывая, что срок службы привода 5 лет, принимаем коэффициент долговечности КFL = 1, тогда

[Ϭ]F1 = КFL1,03НВср1 = 1∙ 1,03 ∙ 285 = 294Н/мм2;

[Ϭ]F2 = КFL 1,03НВср2 = 1 ∙ 1,03 ∙248 = 256Н/мм2.

2.5.3 определяем межосевое расстояние  редуктора