ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К БАРАБАНУ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА. проектирование привода к барабану механизма подъема груза

Название	проектирование привода к барабану механизма подъема груза
Анкор	ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К БАРАБАНУ МЕХАНИЗМА ПОДЪЕМА ГРУЗА
Дата	17.06.2022
Размер	0.56 Mb.
Формат файла
Имя файла	Kostygov_Kursovaya_tselikom.docx
Тип	Пояснительная записка #600245
страница	3 из 5

1 2 3 4 5

Параметры клиноременной передачи

Таблица 3.3

Параметр	Значение
Тип ремня	резинотканевый
Межосевое расстояние а	1250 мм
Толщина ремня, δ_р	4,5
Ширина ремня, b	60
Длина ремня L_р	3500 мм
Угол обхвата ведущего шкива α°₁, град.	165,4
Частота пробегов ремня ν, сˉ1	1,9
Диаметр ведущего шкива d1	180
Диаметр ведомого шкива d2	500
Максимальное напряжение σ_max, Н/мм2	4,62
Предварительное натяжение ремня F_o, Н	475
Сила давления ремня на вал F_oп, Н	942

4.РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

Исходные данные:

Т₁	109 Н/м
Т₂	654 Н/м
n₁	248 мин‾¹
n₂	39,4 мин‾¹
u_зп	6,3
ω₁	26 с^-1
ω2	4 с^-1
L_h	54604 ч

Выбор твердости, термообработки, материала колес.

Выбираем материал: сталь 40Х.

Термообработка - улучшение.

Интервал твердости зубьев шестерни: НВ₁ = 269…302

Интервал твердости зубьев колеса: НВ₂ = 235…262

Средняя твердость для шестерни: НВ_1ср=285,5

Средняя твердость для колеса: НВ_2ср= 248,6

Угловая скорость : ω1 = 26 с^-1 , ω2 = 4 с^-1

Механические характеристики стали для шестерни:

_в = 900 Н/мм², _-1 = 410 Н/мм² , _т = 750 Н/

Механические характеристики стали для колеса:

_в =790 мм²Н/мм², _т = 640 Н/мм², _-1 = 375 Н/мм²

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска шестерни:

D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм

Предельное значение диаметра и толщины обода или диска колеса:

D_пред = 200 мм, S_пред = 125 мм
2.Определение допускаемых напряжений.

Коэффициент долговечности для зубьев шестерни:

K=

N_HO₁ = 25 млн. циклов,

N₁ = 573 ω₁L_h = 573* 26 * 54604 = 7,6*10⁸ циклов

т.к. N₁ >N_HO1 , то К_НL1= 1

Коэффициент долговечности для зубьев колеса:

K =

N_HO2 = 16,5 млн. циклов,

N₂ = 573 ω₂L_h = 573* 4 * 54604 = 1,2*10⁸ циклов

т.к. N₂ >N_HO2 , тоК_НL2 = 1

К_НL= 1, т.к. К_НL< 1

Допускаемое контактное напряжение для зубьев шестерни:

[]_H1= К_НL1 * []_HО1

[]_H_O₁= 1,8 * НВ_ср1 + 67 = 1,8 *285,5 + 67 = 580,9 Н/мм²

[]_H1= 1* 580,9 = 580,9 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для зубьев колеса:

[]_H2= К_НL2 * []_HО2

[]_H_O₂= 1,8 * НВ_ср2 + 67 = 1,8 * 248,6 + 67 = 514,3 Н/мм²

[]_H2 = 1* 514,3 = 514,3 Н/мм²

Допускаемое контактное напряжение для передачи:

[]_H= min ([]_H2, []_H1) = 514,3 Н/мм²

Допускаемые напряжения изгиба:

а) коэффициент долговечности для зубьев шестерни К_FL₁ и колеса К_FL₂

где N_FO = 4·10⁶ — число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

N1 =573*ω₁*L_h=573* 26 *54604 =821025744 млн. циклов

N2 = 573*ω₂*L_h = 573*4*54604 =117289392 млн. циклов

Для шестерни:

[σ]_F₁ = К_FL₁*[σ]_F_О1=1*1,03*НВср=1*1,03 *285,5= 294,065

Для колеса:

[σ]_F₂ = К_FL₂*[σ]_F_О2=1*1,03*НВср=1*1,03*248,5=255,955

[σ]_F = min ([σ]_F₁,[σ]_F₂)= 514,48

Полученные результаты представить в табличной форме (табл. 4.1).

Таблица 4.4

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	D_пред	Термо обработка	HB_1cp	σ_B	σ_-1	[σ]_H	[σ]_F
Элемент передачи	Марка стали	S_пред	Термо обработка	HB_2cp	МПа
Шестерня	40Х	125/80 мм	улучшение	285,5	900	410	580,9	294,065
Колесо	40Х	200/125 мм	улучшение	248,5	790	375	514,3	255,955

4.2 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА.

Межосевое расстояние:

*K_Нβ

К_а- вспомогательный коэффициент, для прямозубой передачи

К_а = 49,5

ψ_а = 0,2 коэффициент ширины венца колеса для шестерни

U = 6,3 передаточное число редуктора

Т₂ = 654 H·м вращающий момент на тихоходном валу

[]_H= 514,3 Н/мм², допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом

К_Нβ = 1 коэффициент неравномерности нагрузки зуба

Модуль зацепления

b₂ = ψ_a · а_w = 0,2 * 224 =44,8 мм - ширина венца колеса

[]_F= 255,96 Н/мм²- допускаемое напряжение изгиба колеса с менее прочным зубом

мм

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Определяем число зубьев шестерни:

Определяем число зубьев колеса

z₂ = z_ − z₁ = 448 – 61 = 387

Фактическое передаточное число:

Отклонение фактического от заданного передаточного числа:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

Определяем фактические основные параметры передачи:

Диаметр делительной окружности шестерни:

= m *

=1*61=61 мм

Диаметр делительной окружности колеса:

= m *

=1*387=387 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса:

Диаметры впадин шестерни и колеса:

Ширина венца колеса и шестерни:

Параметр		Шестерня		Колесо

	Делительный	54,8		345,2

	Вершин	58,8		349,2
	зубьев

Диаметр
	Впадин
	зубьев
		50		340,4


Ширина венца			44
				40

4.3 Проверочный расчет редуктора

ЗУБЧАТЫЕ ПЕРЕДАЧИ

4.1. Материалы, термообработка и допускаемые напряжения

Цель: 1. Выбрать твёрдость, термообработку и материал зубчатых передач.

2. Определить допускаемые контактные напряжения.

3. Определить допускаемые напряжения на изгиб.

4.1.1.Межосевое расстояние:

4.1.2. Диаметр заготовки шестерни:

S_пред =80 мм, толщина диска заготовки колеса закрытой передачи S_заг=b₂ +4= 44,8+4= 48,8 (мм).

4.1.3. Контактные напряжения зубьев:

[]_H

К = 436 - вспомогательный коэффициент для прямозубых передач

К_Нα = 1- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

К_Нβ = 1- коэффициент неравномерности нагрузки

К_НV= 1,04- коэффициент динамической нагрузки

Окружная скорость колес -

4.1.4. Проверка напряжения изгиба зубьев колеса

[]_F₂

К_F_α = 1

К_F_β = 1

Y_F₂= 3,6 – коэффициент формы зуба колеса

Y

= 1 – коэффициент , учитывающий наклон зуба

276,3 Н/

1 2 3 4 5