Розрахунок параметрів ланцюгової передачі



I.Вибір електродвигуна та кінематичний розрахунок.

 ККД корисної дії пари циліндричних зубчатих коліс η1=0.98; коефіцієнт, ураховуючи втрати пари підшипників кочення η2=0.99;ККД ремінної передачі

η3=0.92; коефіцієнт враховуючий витрати в опорах приводного барабану η4=0.99

Загальний ККД приводу

η=η12234=0.98*0.992*0.92*0.99=0.87.

Потужність на валу барабана 

Pб= Vл =8,7*1,4 =12,18(кВт)

Визначаємо потужність електродвигуна

 (кВт)

Кутова швидкість барабану

 (рад/с)

Частота обертання барабану

 (об/хв)

 

 

По вимагаємій потужності Ртр=13,92 кВт,вибираємо електродвигун трифазний асинхронний короткозамкнений серії 4А,закритий,оьдуваємий з синхронною частотою обертання 1000 об/хв,4А 160МбУЗ, з параметрами Рдв=15,0 кВт і ковзанням 2.6%.Номінальна частота обертання

nдв=1000-26=974 об/хв., а кутова швидкість  (рад/с)

 

 

Передаточне відношення

Налічуємо для редуктора Uр=5, тоді для пасової передачі Uц=

Кутова швидкість і частота обертання приводного валу редуктора

Вал В n1=nДВ=974  (рад/с)
Вал С  (рад/с)
Вал А nб=59,4 (рад/с)  (рад/с)

 

Обертаючий момент на валу шестерні

на валу колеса

 

II. Розрахунок зубчатих коліс редуктора

Так як, в завданні немає особливих вимог в відношенні габаритів передачі, вибираємо матеріали з середніми механічними характеристиками; для шестерень сталь 45,термічна обробка – покращена , твердість НВ 230,для колеса – сталь 45, термічна обробка –покращена , по твердості на 30 одиниць нижче – НВ 200.

Допустимі контактні напруження

- межа контактної витримки при базовому числі циклів, по таблиці 3.2 гл.III для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубців не менше НВ 350 та термічною обробкою (покращеною) ,

КHL- коефіцієнт довговічності , при числі циклів напруження більше базового ,що має місце при тривалій експлуатації редуктора , приймають КНL=1; коефіцієнт безпеки [SH] =1.10.

Для косозубих коліс розрахункове допустиме контактне навантаження

для шестерні Па;

для колеса М Па.

Потрібна умова Па виконана.

 

Коефіцієнт КНß, незважаючи на симетричне розташування коліс відповідно опор, приймаємо вище рекомендованого для цього випадку, так як з сторони ланцюгової передачі діють, викликаючи додаткову деформацію відомого валу та погіршуючи контакт зубців. Як в випадку не симетричного розташування коліс, значення КНß=1.25.

Приймаємо для прямозубих коліс коефіцієнт ширини вінця по між осьовій відстані

Між осьова відстань з умовою контактної витривалості активних поверхностей зубців по формулі

де для прямозубих коліс Кa=49.5,а передаточне число нашого редуктора u=up=5.

Приблизне значення між осьової відстані по ГОСТ 2185-66 мм.

Нормальний модуль зачеплення, приймаємо по наступним рекомендаціям: мм; приймаємо по ГОСТ 9563-60 mn=2.5мм.

Приймаємо попередньо кут нахилу зубців та вияснюємо числа зубів шестерні та колеса

Приймаємо ; тоді z2=z1u=37*5=186.

Основні розміри шестерень та колеса:

діаметри ділильні:

d1=mn*z1=2.5*37=93мм.

d2=mn*z2=2.5*186=465мм.

 

Перевірка:

Діаметри вершин зубців

da1=d1+2mn=93+2*2.5=98 мм

da2=d2+2mn=465+2,5=470 мм

ширина колеса b2baaw=0.2*280=56 мм

ширина шестерень b1=b2+5=56+5=61 мм

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Окружна швидкість коліс та ступінь точності передачі /c.

KH=KKK.

Значення К дані по табл.3.5, при ψ=0.482, твердості HB≤350 та несиметричним розташуванням коліс відносно опор з урахуванням згину відомого валу від натягу ланцюгової передачі К=1.03. По таблиці 3.4,при 1.386 та 8-й степені точності К=1. По табл.3.6 для прямозубих коліс при υ=5м/с маємо К=1.05.

Таким чином, КH=1.03*1*1.05=1.08.

Перевірка контактних напруг по формулі Па‹[σН].

 

 

Сили діючі в зачіпленні

окружна

радіальна

                                               

Перевіряємо зубці на витримку по напрузі згину

Тут коефіцієнт навантаження .По табл.3.7. при ψbd=0.65 ,твердості НВ≤350 та несиметричному розташуванні зубчатих коліс відносно опор . .По табл.3.8 .Таким чином коефіцієнт ;YF-коефіцієнт , покращюющий форму зуба та залежащий від числа зубів zυ

 

у шестерні

у колеса  

YF1=3.83 та YF2=3.60

По табл. 3.9 для сталі 45 покращеній при твердості

Для шестерні ;для колеса коефіцієнт безпеки , де  (для паковки та штамповки).Послідовно ,

Допустимі навантаження :

 

 

для шестерен

для колеса

Знаходимо відношення:

для шестерні

для колеса

 для середніх значень коефіцієнта торцового перекриття  та 8-й степені точності

Перевіряємо міцність зубу колеса:

Умова міцності виконана.

 

 

III.Попередній розрахунок валів редуктора.

 

Попередній розрахунок проведено на кручення по пониженим допустимим напругам .

Ведучий вал:

діаметр вихідного кінця при допустимому навантаженні

Так як вал редуктора з’єднаний муфтою з валом електродвигуна то необхідно узгодити діаметри ротора , dдв та вала dв1,.Інколи приймають dв1=dдв. Деякі муфти , наприклад УВП, можуть з’єднувати вали різних діаметрів в межах одного номінального момента . Виберемо МУВП по ГОСТ 21424-75 з розточками напів муфт під dдв=42 мм та dв1=32 мм. Приймаємо під підшипниками dn1=40 мм. Шестерню виконаємо за одне ціле з валом . Інколи вал електродвигуна не з’єднується безпосередньо з ведучим валом редуктора , а між ними мається ремінна або ланцюгова передача .

 

 

Видомий вал враховуючи вплив згину вала від натягу ланцюга , приймаємо  

Діаметр вихідного кінця валу мм.

Приймаємо ближнє більше значення стандартного ряду :dв2=60 мм. Діаметр валу під підшипником приймаємо dn2=65 мм, під зубчатих колесом dk2=70 мм.

Діаметр останніх ділянок валів назначають вихідними з конструктивних розмірів при компановці редуктора 

 

 

IV.Конструктивні розміри шестерні та колеса.

Шестерню виконуємо за одне з валом ;її розміри розраховані вище : d1=93 мм, da1=98 мм,

b1=61 мм.

Колесо коване d2=465 мм, da2=470 мм , b2=56 мм.

 

 

Діаметр ступиці  мм,

довжина ступиці

приймаємо мм.

Товщина ободу  мм,

приймаємо   мм.

 

Товщина диску  мм.

 

V.Конструктивні розміри корпуса редуктора.

 

 

Товщина стінок корпуса кришки

 

приймаємо мм.

 

приймаємо  мм.

 

Товщина фланців поясіи корпуса та кришки :

верхнього поясу та поясу кришки

мм;   мм.

 

нижнього поясу корпусу

мм;приймаємо   мм.

 

Діаметр болтів : фундаментальних  мм; приймаємо болти з різьбою М24.

кріплящих кришку до корпуса в підшипників

 мм; приймаємо болти з різьбою М18.

з’єднуючих кришку з корпусом   мм; приймаємо болти з різьбою М16.

 

 

Розрахунок параметрів ланцюгової передачі

Методику розрахунку, формули і значення коефіцієнтів див. гл. 7; обираємо привідний роликовий однорядний ланцюг.

Обертаючий момент на ведучій зірці

Нмм

Передаточне число ланцюгової передачи

Число зубі ведучої зірочки

Чісло зубів відомоі зірочки    приймаємо

Тоді

Відхилення    , що допустимо

Розрахунковий коефіцієнт навантаження (див. Форм. 7.38) приймаємо Кє= =1 (див. Стр. 299)

Крок однорядного ланцюга

Тоді

мм;

Приймаємо за таблицею 7.15 ланцюг с кроком t=38.1 Q=127 q=5,5 Aоп

=394 мм 2(ГОСТ 13568-75) Швидкість ланцюга

 

м/с

Колова сила

Перевіряемо тиск на шарнірі: за формулою 7.39

 

 

Уточнюемо за таблицею 7.18. Допустимий тиск        вимога    витримана.

Сили, діючі на ланцюг:

Окружна

Від центробіжних сил

Від провисання ланцюга (див. стор. 154) при ;q =2,6кг/м;

Розрахункове навантаження на вали

Діаметр ведучої зірочки:

Дільноі окружності

мм

Зовнішня окружність

де d1=15,88- діаметр ролика (див.табл.7.15)

Перевіряємо коефіцієнт запасу ланцюга за формулою 7.40

Це більше ніж необхідний коєфіціент запасу (див.табл. 7.19) відповідна умова (див. табл.. 7.19); відповідно умова  виконана

Розміри ведучої зірочки : dст=1,6·60=96; lст=  приймаємо мм

Товщина диску зірочки мм, де  – відстань між пластинами внутрішнього ланцюга(див. табл. 7.15).

 


Дата добавления: 2018-02-15; просмотров: 1103;