Расчёт быстроходной ступени редуктора
Факультет КМК
Кафедра К3-КФ
Проектирование привода цепного транспортера.
Студент _______________ (Бедняшов Р.В.)
Группа МСХ-62
Консультант _______________ (Комаров И.А.)
Г. Калуга 2005
Содержание
2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера 4
3. Выбор электродвигателя 5
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода 7
5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач 9
6. Определение диаметров валов 20
7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности. 21
8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость 23
9. Выбор и расчёт шпоночных соединений 26
10. Литература 28
2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера
Выбор электродвигателя
1. Общий коэффициент полезного действия:
- КПД упругой и компенсирующей муфты
- КПД передачи
-КПД звёздочки
- КПД подшипника
2. Мощность электродвигателя:
кВт
где Ft = 5300 Н – окружное усилие на барабане;
v = 0,68 м/с – скорость цепей транспортёра;
По таблице определяем, что Рэл = 7,5 кВт.
3. Частота вращения приводного вала:
мин-1,
где n4 – частота вращения приводного вала [мин-1];
мм – диаметр звёздочки;
4. Частота вращения э/д:
мин-1
где n΄эд – предварительная частота вращения э/д [мин-1];
Uобщ – общее передаточное число;
, где
;
Uт =4
Принимаем nэд = 730 мин-1.
|
|
Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующие параметры: Рэд = 7,5 кВт, nэд = 730 мин-1.
Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Определим мощности: кВт;
;
;
;
где – мощность на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводного вала, – коэффициенты полезного действия быстроходной и тихоходной ступени, муфты и звёздочки соответственно.
Определим частоту вращения: ;
;
;
;
где – частота вращения на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводном вале, – передаточное число, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.
Определим крутящие моменты: ;
;
;
где – крутящие моменты на валах редуктора быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов .
Результаты расчётов занесём в таблицу 1.
|
|
Таблица 1.
Вал | Мощность | Частота вращения | Крутящий момент |
1 | 2,18 | 750 | 27,7 |
2 | 2,09 | 172,5 | 115,76 |
3 | 2,01 | 43,13 | 444.5 |
4 | 1.91 | 43,13 | 422,4 |
Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач
Расчёт тихоходной ступени редуктора.
Материал колеса и шестерни – сталь 45 улучшение. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, по таблице 3.1 имеем:
для шестерни: , , ;
для колеса: , , ;
где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, и – предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.
Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы №0: ; .
Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .
Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , где и – частота вращения шестерни и колеса соответственно; – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
|
|
Так как , то принимаем .
Так как , то принимаем .
Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как , то принимаем .
Так как , то принимаем .
Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим, что , , , – для шестерни и , , , – для зубчатого колеса,
где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: , , , , где – предел текучести материала колеса или шестерни;
Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи: , , , , где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.
Проверим передачу на контактную выносливость и изгибную выносливость: , , , .
Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений: .
|
|
Принимаем
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где ψа = 0,4 – коэффициент ширины тихоходной ступени.
=4– передаточное число ступени редуктора;
= 210.3 МПа – допускаемое контактное напряжение;
=1.04 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по рис. 6.2;
=422.4Н м– крутящий момент на валу колеса;
– коэффициент нагрузки на контактную выносливость, определяется следующим образом.
Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
и ,
где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;
и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
- для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке;
Коэффициент определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки
и .
Принимаем а = 250 мм
Определяем рабочую ширину колеса:
.
Ширина шестерни: .
Вычислим модуль передачи по формуле:
,где =215.7МПа–изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .
Определим минимально возможный угол наклона зуба .
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем .
Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:
.
Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .
Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;
– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;
– коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .
Для шестерни: ,
где и – коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2.
Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.
, ,
где – модуль зубчатых колёс;
– угол наклона зуба;
Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев .
; ; ; .
Расчёт быстроходной ступени редуктора
Материал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:
для шестерни:, ;
для колеса:, ;
где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, – предел текучести материала.
Определим твёрдость зубьев шестерни и колеса:
;
.
Определимкоэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1., учитывая режим работы №3: ; .
Определим число циклов перемены напряжений.
Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:
, ,
где –ресурс передачи; и – частота вращения шестерни и колеса соответственно; = =1 – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3. определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно:
, , .
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:
,
где – коэффициенты приведения на контактную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как , то принимаем и , то
.
Определим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость:
,
,
где – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как и , то принимаем .
Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим
для шестерни:
,
,
для зубчатого колеса:
, ,
, ,
где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; – твёрдость зубьев шестерни или колеса.
Определим предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:
,
,
где – предел текучести материала колеса или шестерни; –твёрдость зубьев шестерни или колеса.
Проверим передачу на контактную выносливость:
, , , .
Принимаем допускаемое контактное напряжение как меньшее значение:
.
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
и ,
где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
Относительная ширина зубчатого венца находится по формуле
,
=4.5 – передаточное число данной ступени редуктора.
По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатых колёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a” находим ,
Тогда
Значения определяются по табл. 5.6
Коэффициент определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.
Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачи находим, что
и .
Теперь находим значения коэффициентов нагрузки
Определим коэффициент ширины быстроходной ступени
Определяем рабочую ширину колеса:
.
Ширина шестерни: .
Вычислим модуль передачи по формуле:
,
где =257.1 МПа – изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .
Определим минимально возможный угол наклона зуба .
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем .
Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:
.
Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая, что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .
Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким, образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;
– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;
– коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.
, ,
где – модуль зубчатых колёс;
– угол наклона зуба;
Проверка
Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев ; ; ; .
Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружную силу на среднем находим по формуле:
Н,
Осевая сила на шестерне:
Н,
Радиальная сила на шестерне:
Н
Определение диаметров валов
Определим диаметр быстроходного вала шестерни: , где – момент на быстроходном валу. Примем . Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом должно выполняться условие – условие выполняется.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Примем dк = 30мм. Диаметр вала под колесо . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: . Примем d бк = 32мм.
Определим диаметры промежуточного вала: , где Т2 – момент на промежуточном валу. Примем dк = 35 мм. Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала. Диаметр вала под колесо . Примем диаметр dк =38. Диаметр буртика для упора колеса . Принимаем dбк = 42мм.
Определим диаметр тихоходного вала: , где – момент на тихоходном валу. Примем . Для найденного диаметра вала выбираем значения: – приблизительная высота буртика, – максимальный радиус фаски подшипника, – размер фасок вала. Определим диаметр посадочной поверхности подшипника: . Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный -ти, то принимаем . Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: . Пусть .
Дата добавления: 2019-07-15; просмотров: 404; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!