одноступенчатый редуктор с плоскоременной передачей, валами на п. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора

• Название: 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора
• Дата: 06.09.2022
• Размер: 1.12 Mb.
• Имя файла: одноступенчатый редуктор с плоскоременной передачей, валами на п.doc
• Тип: Реферат; #664736
• страница: 1 из 4

Содержание
Задание

Введение

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора;

2 Выбор материалов зубчатых колес и определение допускаемых напряжений;

3 Проектировочный расчет зубчатых передач;

4 Проверочный расчет зубьев на выносливость по контактным и изгибным напряжениям;

5 Проверочный расчет зубьев на прочность при действии максимальной нагрузки;

6 Расчет реакций опор валов;

7. Выбор и расчет подшипников;

8 Расчет статической прочности одного из валов (по указанию консультанта);

9 Расчет вала на выносливость (усталостную прочность);

10 Расчет вала на жесткость (при необходимости);

11 Расчет используемых шпоночных и шлицевых соединений;

12 Расчет соединений с гарантированным натягом (если используются);

13 Выбор муфты;

14 Выбор сорта и расчет количества масла.

Графическая часть должна содержать:

1. компановка редкуктора;

2. редуктор;
Задание
Исходные данные:



Рисунок 1 - Кинематическая схема привода цепного конвейера

1. Редуктор червячный

2. Вал приводной (Звездочка тяговая (_{ } шаг, z_{ }число зубьев)

3. Рама (плита)

4. Цепная передача

5. Электродвигатель

6. Муфта упругая

- тяговое усилие цепи,

- скорость движения цепи,

- крутящий момент на выходном валу,

- пусковой момент двигателя,

- коэффициент, учитывающий распределение времени действия нагрузки,

- продолжительность цикла.

Таблица 1.1 – Данные разработки

 , kH	5,6
V, м/с	0.8
 , мм	100
Z	10
α	0.65

Срок службы 7 лет _{ }.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
КПД пары цилиндрических зубчатых колес 1=0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, 2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи 3= 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, 4= 0,99.

Общий КПД привода
= 1 2 3 4 = 0,98 0,992-0,92 0,99 = 0,875.
Мощность на валу барабана Р6 = = 3,7 1,4 = 5,18 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя
Ртр кВт
Угловая скорость барабана
рад/с
Частота вращения барабана
об/мин
В табл. П.1 по требуемой мощности Ртр = 5,92 кВт с учётом возможностей привода, состоящего из цилиндрического редуктора и цепной передачи выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4АВ2М6УЗ, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, с параметрами Рдв = 7,5 кВт и скольжением 3,2%. Номинальная частота вращения nдв = 1000 - 32 = 968 об/мин, а угловая скорость
рад/с. Проверим общее передаточное отношение:


что можно признать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-66

ир = 4, для цепной передачи иц = = 3,6.

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	об/мин	рад/с

Вращающие моменты: на валу шестерни

на валу колеса
Т2 = Т1 ир = 58 103 5 = 232 103 Н мм.

3. Проектировочный расчет зубчатых колес редуктора
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, 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.

Допускаемые контактные напряжения
,
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением)
= 2HB + 70;

коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности
=1,10.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле
;

для шестерни МПа.

для колеса МПа. Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

МПа
Требуемое условие выполнено.

Коэффициент KHB, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно, как в случае несимметричного расположения колес, качение КHB = 1.25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца

по межосевому расстоянию =0.4.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле
мм,
где для косозубых колес Ка = 43, а передаточное число нашего . редуктора и = ир = 5.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 aw = 140 мм .

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

тн = (0,01 0,02) аw = (0,01 0.02)140 = 1,4 2,8 мм; принимаем по ГОСТ 9563-60.

тн = 2,25 мм.
Примем предварительно угол наклона зубьев = 10° и определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принимаем z1 = 24; тогда z2= z1 u = 24 4 = 96.

Уточненное значение угла наклона зубьев
.


Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:
мм.

мм.

Проверка: 140 мм;
диаметры вершин зубьев:

в1 = d1 + 2 тп = 66,66 + 2-2,5 = 71,66 мм;в2 =d2 + 2тп = 333,34 + 2-2,5 = 338,34 мм

ширина колеса мм;

ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 61 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи
М/С
При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности

Коэффициент нагрузки

Значения Кнв даны в табл. 3.5; при = 1,275, твердости НВ 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи Кнв 1,13. По табл. 3.4 гл. III при v = 3,38 м/с и 8-й степени точности =1,07. По табл. 3.6 для косозубых колес при v < 5 м/с имеем = 1,0. Таким образом,
Кн = 1,13 1,07 1,0 = 1,21.
Проверка контактных напряжений по формуле:
МПа < [ ].

Силы, действующие в зацеплении:

окружная H,

радиальная H,

осевая H.
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле:

Здесь коэффициент нагрузки KF = . По табл. 3.7 при = 1,1, твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор = 1,26. KFv = 1,25. Таким образом, коэффициент KF = 1,26 1,25 = 1,575; YF--коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :
у шестерни zv1= ;

у колеса zv2 = 3,84 и YF2 = 3,60.
Допускаемое напряжение по формуле
.

Для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 = 1.8НВ. Для шестерни = 1,8 230 = 415 МПа; для колеса = 1.8 • 200 = 360 МПа. [SF] = [SF ]' [SF]" - коэффициент безопасности, где [SF]' = 1,75, [SF]" = 1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [SF] = 1,75.

Допускаемые напряжения: 415

для шестерни [SF1]= 237 МПа;

для колеса [SF2] = = 206 МПа.

Находим отношения :

для шестерни = 62 МПа;

для колеса = 57,5 МПа.

Дальнейший расчет следует" вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :
;


для средних значений коэффициента торцового перекрытия =1,5 и 8-й степени точности = 0,92. Проверяем прочность зуба колеса по формуле:
МПа<

Условие прочности выполнено.