Курсовая работа: Привод к скребковому конвееру

Мощность на валах привода

Р₁ = Р_дв ^тр =2,32 кВт;

Р₂ = Р₁ · η₁ · η₄ =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

Р₃ = Р₂ · η₂ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р₄ = Р₃ · η₃ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт

Вращающие моменты на валах привода

Т = 9550Р/n (1.9)

Т₁ =9550 Р₁ / n₁ =9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т₂ =9550 Р₂ / n₂ =9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т₃ =9550 Р₃ / n₃ =9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т₄ =9550 Р₄ / n₄ =9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т₄ = Т₁ ·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм

Результаты расчетов сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

№ вала	n , мин-1	ω , рад/с	Р , кВт	Т , Нм	u = 14,78
I	950	99,4	2,32	23,35	u1 =3,69
II	257,1	26,9	2,23	82,9
III	64,28	6,73	2,16	321,7	u2 =4
IV	64,28	6,73	2,1	312,0	_

2. Расчет механических передач

Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом

Выбор материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σ_Т =650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σ_Т =540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁ ; колеса – 260 НВ₂ . При этом НВ₁ –НВ₂ =280-250=40 – условие соблюдается.

Допускаемые контактные напряжения

σ_НР =σ_НО ·z_Н ·0,9/S_Н (2.1)

где σ_но – предел контактной выносливости;

σ_НО =2НВ+70 (2.2)

σ_НО1 =2НВ₁ +70=2·280+70=630 МПа;

σ_НО2 =2НВ₂ +70=2·250+70=570 МПа;

z_Н =1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

S_Н =1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]

σ_НР1 =630·1·0,9/1,1=516 МПа

σ_НР2 =570·1·0,9/1,1=466 МПа

σ_НР =0,45(σ_нр1 + σ_нр2 )≥ σ_{нр min} (2.3)

σ_НР =0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется