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: 406; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!