одноступенчатый редуктор с плоскоременной передачей, валами на п. 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет редуктора
![]()
|
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 ( ![]() ![]() 3. Рама (плита) 4. Цепная передача 5. Электродвигатель 6. Муфта упругая ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Таблица 1.1 – Данные разработки
Срок службы 7 лет ![]() 1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет КПД пары цилиндрических зубчатых колес ![]() ![]() ![]() ![]() Общий КПД привода ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Мощность на валу барабана Р6 = ![]() ![]() ![]() ![]() Требуемая мощность электродвигателя Ртр ![]() Угловая скорость барабана ![]() Частота вращения барабана ![]() 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 ![]() ![]() 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 = ![]() Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:
Вращающие моменты: на валу шестерни ![]() ![]() на валу колеса Т2 = Т1 ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 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 ![]() Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) ![]() коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1; коэффициент безопасности ![]() Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() ![]() 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 ![]() Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле ![]() 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 ![]() ![]() ![]() тн = 2,25 мм. Примем предварительно угол наклона зубьев ![]() ![]() Принимаем z1 = 24; тогда z2= z1 u = 24 ![]() Уточненное значение угла наклона зубьев ![]() ![]() Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные: ![]() ![]() Проверка: ![]() 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 ![]() ширина шестерни b1 = b2 + 5 мм = 61 мм. Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру: ![]() Окружная скорость колес и степень точности передачи ![]() При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности Коэффициент нагрузки ![]() Значения Кнв даны в табл. 3.5; при ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Кн = 1,13 ![]() ![]() Проверка контактных напряжений по формуле: ![]() ![]() Силы, действующие в зацеплении: окружная ![]() радиальная ![]() осевая ![]() Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле: ![]() Здесь коэффициент нагрузки KF = ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() у шестерни zv1= ![]() у колеса zv2 ![]() Допускаемое напряжение по формуле ![]() Для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 ![]() ![]() ![]() ![]() Допускаемые напряжения: 415 для шестерни [SF1]= ![]() для колеса [SF2] = ![]() Находим отношения ![]() для шестерни ![]() для колеса ![]() Дальнейший расчет следует" вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Определяем коэффициенты ![]() ![]() ![]() ![]() для средних значений коэффициента торцового перекрытия ![]() ![]() ![]() ![]() Условие прочности выполнено. |