Основные параметры цилиндрической передачи
Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ Оглавление Оглавление.................................................................................................... 2 ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ......................................................................... 3 Основная часть............................................................................................. 4 1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода....... 4 1.1 Необходимая мощность электродвигателя.............................. 4 1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов.................................................................................... 4 2. Расчет редукторной передачи.......................................................... 5 2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты......... 5 2.2 Расчет цилиндрической передачи.............................................. 5 3. Расчет валов, подбор подшипников................................................. 9 3.1 Предварительный расчет валов................................................. 9 3.2. Эскизная компоновка валов........................................................ 9 3.3 Проверочный расчет валов....................................................... 10 3.4 Расчет подшипников.................................................................... 14 4 Подбор и проверка шпонок............................................................... 16 5 Подбор муфты..................................................................................... 17 6. Подбор смазки редуктора................................................................ 17 Список литературы.................................................................................... 18
Спроектировать привод элеватора Исходные данные: Усилие на ленте элеватора F = 3 кН Скорость ленты элеватора v = 1,3 м/с Диаметр барабана элеватора D = 275 мм
Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода Необходимая мощность электродвигателя КПД редуктора: h = hпк2 hзц hк = 0,9952*0,98*0,95 = 0,92
Где hпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, с. 304] hзп = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи hк = 0,95 - КПД клиноременной передачи [2, с. 304] Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)] N = F×v/h= 3 * 1,3 / 0,92 = 4,24 кВт Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов
4А ГОСТ 1923-81: Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт, Частота вращения при номинальной нагрузке nном= 730 об/мин. 1.3.2 Передаточное отношение привода:U=nном/nт=730/90,28=8,09 Где Частота вращения тихоходного вала редуктора - nт = 60v/(pD) = 60 × 1,3 /(p× 0,275) = 90,28 об/мин Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55 [1, с. 51]. Принимаем передаточное отношение клиноременной передачи Uк = 2,24 Фактическое передаточное отношение редуктора Uф = Up×Uк = 3,55 × 2,24 =7,95» U 1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора: nб = nном/Uк = 730 / 2,24 = 325,89 об / мин nт = nб/Uр= 325,89 / 3,55 = 91,80 об / мин Расчет редукторной передачи Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты 2.1.1 Мощности, передаваемые валами Nб = N*hк = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт Nт = N*h = 4,24 * 0,92 = 3,90 кВт 2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле: Т = 9555 N/n [2, с. 129] Где N - передаваемая мощность, кВт n - частота вращения, об/мин Тб = 9555 × 4,24 / 325,89 = 118,08 Нм Тт = 9555 × 4,24 / 91,80 = 405,93 Нм Расчет цилиндрической передачи 2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8] Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл. 4.5]:
Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].
Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [sН] = sН lim b/SН Где sН lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6] [sН] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)] [sF] = sF lim b/SF Где sF lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям изгиба SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90] [sF] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа Коэффициенты нагрузки Kh = Kha Khb Khv Kf = Kfa Kfb Kfv Предварительное значение окружной скорости: Где Cv = 15 [1, табл. 4.9, с. 95] ya = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53] Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96] Kha = 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kfa = 1 [1, с.92] b/d1 = Ya(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Khb0 = 1,2 [1, табл. 4.7, с.93] Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]: Khb = Khb0 = 1,2 Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kfb = Kfb0 = 1,2 Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97] Коэффициенты нагрузки Kh = 1,1* 1,2 *1,01» 1,33 Kf = 1* 1,2 *1,01» 1,21 Основные параметры цилиндрической передачи Расчетный крутящий момент [1] с. 98: Tp = Tт KhДKh = 405,93*1* 1,33» 541,18 Нм Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98] где К = 270 - для косозубых передач 103 - численный коэффициент согласования размерностей Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51], а = 140 мм Ширина колеса: b2 = a Ya = 140 *0,4 = 56 мм Принимаем b2 = 56 мм Фактическая окружная скорость: V = 2apn1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140 *p* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c Уточняем Kh по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kha» 1,1 Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98 условие контактной прочности выполняется Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]: Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]: Где К = 3,5 [1] с. 99 Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn = 1,125 мм Принимаем угол наклона линии зуба b=12° Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]: Zå = Z1+Z2 = (2a/mn)cos(b) = (2* 140 / 1,125)*cos(12°) = 243,45 Принимаем Zå= 244; Число зубьев шестерни и колеса: Z1 = Zå/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1= 54; Z2 = Zå - Z1 = 244 - 54 = 190 Уточняем угол наклона линии зуба: Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]: sf = Yf Yb Ft KfД Kf / (b mn) Где Yf - коэффициент формы зуба Yb - коэффициент наклона зуба Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101: Zv = Z2 / cos3b = 190 /cos3(11,38°) = 201 Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]
Yb = 1 - b/160 = 1 – 11,57 /160 = 0,93 Где b - в градусах и десятичных долях градуса sf = 3,6 Yb Ft 1 Kf / (b2 mn) sf = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / (56 * 1,125) = 238,77 МПа Условие прочности выполняется.
Воспользуйтесь поиском по сайту: ![]() ©2015 - 2025 megalektsii.ru Все авторские права принадлежат авторам лекционных материалов. Обратная связь с нами...
|