 |
Проверяем найденные параметры зацепления по условиям прочности.
|
|
|
|
Кинематический и силовой расчет механизма.
N=(P*V)/102кВт
Где P-тяговое усилие(окружное), V-скорость ленты транспортера
N=(325*0,78)/102=2,49кВ
Мощность на приводном валу барабана
Где 
- общий кпд привода от двигателя до баарабана.
С учетом заданной схемы привода 
- КПД редуктора (
-Кпд муфты (0,99); 
-КПД для пары подшипников вала барабана (0,99)
Частота вращения барабана
Где V- скорость ленты транспортера, D-диаметр барабана
По таблице Приложения 5 ориентировочно оцениваем передаточное отношение.
Оринтировочно оцениваем передаточное отношение двухступенчатого редуктора в пределах 
При этом двигатель должен иметь угловую скорость в пределах 
По таблице приложения 8 намечаем марку двигателя, а по таблице 6 окончательно выбираем модель двигателя.
По таблице принимаем двигатель АО2-41-6 который имеет 
Потребная и номинальная мощности совпадают, по пусковому моменту 
двигатель также подходит.
Фактическое передаточное отношение.
При известном 
определяем передаточно отношение редуктора
Расчет редуктора.
Полученные значения параметров привода позволяют приступить к проектировочному расчету параметров передач.
Исходными данными для расчета будут: Двухступенчатый соосный редуктор с цилиндрическими колесами 
нагрузка приближенно постоянная.
Учитывая условия задания, принимаем:
-обе ступени косозубые
-корпус литой
-смазка погружением колес в маслянную ванну.
Распределяем передаточное отношение между ступенями.
В соостном редукторе межосевые расстояния обеих ступеней одинаковы.
По условиям выбранной системы смазки выгодно иметь диаметр колеса у тихоходной ступени несколько большим, чем у быстроходной.
|
|
|
Принимаем 
= 4,27;
Назначаем материал зубчатых колес.
К габаритам и весу редуктора не предъявляется повышенных требований.
Для колес и шестерен обеих ступеней выбираем сталь 40Х (поковка).
Термообработка: для колес улучшение 
, для шестерен улучшение 
,
Также для зубьев шестерни второй ступени, как наиболее нагруженной назначаем азотирование HRC 45-50
Базовое число циклов напряжений 
Допускаемые напряжения.
Контактные:
Для первой ступени:
Для второй ступени:
Где 
=220*YRC=220*45=9900 
– тоже что и у первой ступени
Так как 
то принимаем 
Напряжение изгиба для шестерен
где 
– для шестерни.
для колеса; 
-коэффициенты соответственно равные 1,5; 1,8
Проверяем, не нужно ли внести поправку, учитывающую срок службы передачи.
Срок службы по заданию:
Срок службы определяется как произведение кол-ва лет, дней и часов работы транспортера.
Т-5*300*7-10500 ч.
Число циклов напряжений у колеса второй ступени:
, где 
а=60*60*10500=3,78*107> 
Для других колес тоже а> 
, т.к у них угловая скорость больше. Поэтому для всех колес поправки не нужны.
Рассчитываем вторую степень редуктора, как более нагруженную и в основном определяющую его габариты.
Так как НВ<475 у колеса, то предварительно примем К=1,3 и находим расчетную мощность.
, где 
-КПД первой ступени редуктора.
Предварительно принимаем коэффициент ширины колеса 
Коэффициент повышения контактной прочности косозубой передачи 
Межосевое расстояние:
Диаметры колес
Назначаем 8-ую степень прочности. При НВ<475 
Для колес из прирабатывающихся материалов и при постоянной нагрузке 
При этом К= 
. Ранее принимали К=1,3.
Оставляя неизменным 
Где 
– ранее принятые значения.
Найденная величина находится в рекомендуемых пределах.
|
|
|
Ширина колеса:
Коэффициент ширины шестерни:
в рекомендуемых пределах.
Определяем модуль 
, угол наклона зубьев 
и числа зубьев 
По ГОСТ принимаем 
Принимаем коэффициент осевого перекрытия 
в рекомендуемых пределах
Суммарное число зубьев:
92,9*0,9679/2=89,9
Принимаем 
/2 
/2*92,9=0,96719; 
Принимаем 
Фактическое передаточное число 
Уточняем
Проверяем найденные параметры зацепления по условиям прочности.
Фактические контактные напряжения (при К=1; 
=7400кг/ 
кг/см2
Условия прочности по контактным напряжениям удовлетворяются.
Для проверки напряжения изгиба предварительно устанавливаем какой зуб слабее, у шестерни или колеса.
Эквивалентные числа зубьев.
= 
=88
Находим коэффициент формы зуба: у1=0,384; у2=0,48.
При этом: у1[ 
1=0,384*2250 
865
У2 1=0,48*2100 1000
Расчёт ведём по шестерне, так как у нее меньше произведение у[ 
.
Расчетная окружная сила: Рр=2*97400*Np(d2*n2) = 2*97400*3,4/(151,39*60)=515.
Напряжение изгиба: 
p/(mn*b*y1*Kи)
1= 2250 кг/см2
Условие прочности удовлетворяется.
6.Расчитываем первую степень.
Уточняем 
= 
= 
В соосном редукторе а1=а2=92,9 мм.
а) Определяем диаметры колёс:
d1= 
мм
d2= 
б) Определяем расчётную нагрузку:
Окружная скорость: V= 
Принимаем 8-ю степень точности.
При НВ<350 КДКк.ц.=1,3.
Np=K*N* 
в) Определяем ширину колеса, учитывая, что для первой ступени n2- 
Принимаем Кк=1,3.
b- 
b- 
см.
г) Определяем mn, ,z1 и z2.
Принимаем 
Mn= 
По ГОСТ принимаем mn=1,5
.
sin 
в рекомендуемых пределах.
Суммарное число зубьев: 
Принимаем 
и уточнаем 
Cos 
Принимаем z1=32
z2=zc-z1=121-32=89.
Фактическое передаточное число:
i1= 
Общее передаточное отношение 
Было задано i=1,6%<4% допустимо.
д) проверка прочности.
Аналогично с расчётом второй ступени при n2= 
об/мин.
Далее 
Находим коэффициенты формы зуба: у1=0,43; у2=0,482.
При этом y1[ 
1=0,43*2250=970
y2[ 
]2=0,482*2100=1010.
Расчёт напряжений изгиба ведём по шестерни:
Ри= 
]1=2250 
Условия прочности удовлетворяются.
Результаты расчёта сводим в таблицу, при этом ширина шестерен
b1=b2+(3… 10) мм.
Для первой ступени b1=25 мм, для второй b1=56 мм.
|
|
|
