Файл: 1 Кинематическая схема машинного агрегата.docx

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 12.01.2024

Просмотров: 317

Скачиваний: 1

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

СОДЕРЖАНИЕ

1 Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Принцип работы ленточного конвейера.

1.2 Срок службы приводного устройства

2 Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Требуемая мощность рабочей машины

2.2 Общий КПД привода

2.3 Выбор двигателя

2.4 Определение передаточного числа приводного устройства и его ступеней

2.5 Определение силовых и кинематических параметров привода

3 Расчет передач

3.1 Расчет цилиндрической передачи

3.2 Расчет цепной передачи

4. Нагрузка на валы редуктора

5 Конструирование основных элементов редуктора

5.1 Ориентировочный расчет валов

5.2 Выбор подшипников

5.3 Конструктивные размеры зубчатых колес редуктора

5.4 Конструирование элементов корпуса редуктора

5.5 Система смазки редуктора

6 Расчет шпоночных соединений.

7 Определение реакций опор и построение эпюр

7.1 Входной вал

7.2 Выходной вал

8 Проверка подшипников

8.1 Быстроходный вал

8.2 Выходной вал

9 Конструирование элементов привода

9.1 Конструирование тяговой звездочки

9.2 Выбор муфты

10 Проверочный расчет валов

10. 1 Расчет входного вала

10. 2 Расчет выходного вала

10 Технический уровень редуктора

Литература

3 Расчет передач

3.1 Расчет цилиндрической передачи

3.1.1 Исходные данные


Исходные данные:

Мощность на входном валу PII = 2,48 кВт,

частота вращения входного вала nII = 700 мин –1,

передаточное отношение u= 7,1.

Вращающие моменты

на валу шестерни Нм,

на валу колеса Нм.

3.1.2 Выбор материала и термообработки


Материал шестерни – сталь 40Х ([1], табл.3.2),

предел прочности B1= 900 МПа,

предел текучести T1= 750 МПа.
Материал колеса – сталь 40Х ([1], табл.3.2),

предел прочности B1= 790 МПа,

предел текучести T1= 640 МПа.

Способ термической обработки:

шестерни – улучшение до твердости ;

колеса – улучшение до твердости .

твердость шестерни HB1 = 285,5HB,

твердость шестерни HB1 = 248,5HB

3.1.3 Расчет допускаемых напряжений

3.1.3.1 Расчет допускаемых контактных напряжений


Предел контактной выносливости ([1], табл.3.1):



шестерни

МПа,

колеса

МПа,

Базовое число циклов ([1], рис.3.3):

для шестерни при твердости HB1 =285,5HRС циклов,

для колеса при твердости HB2 = 248,5 HB циклов.

Суммарное число циклов:

,

где срок службы в часах:

для шестерни

циклов.

для колеса

циклов.

Коэффициент, учитывающий режим работы
.

Эквивалентное число циклов:



шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:



шестерни ,
принимаем ;

колеса

,

принимаем .
Допускаемые контактные напряжения:



для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Для косозубых цилиндрических передач:

,

МПа.

Применяем МПа.

3.1.2 Расчет допускаемых напряжений при изгибе


Предел выносливости при изгибе ([1], табл.3.1):



шестерни

МПа,

колеса

МПа,

Базовое число циклов:

циклов,

Коэффициент, учитывающий режим работы .

Эквивалентное число циклов:



шестерни циклов,

колеса циклов,

Коэффициент долговечности:


для шестерни ,

принимаем ,

колеса

,

принимаем

.

Допускаемые напряжения изгиба:



для шестерни

МПа,

для колеса

МПа,

3.1.4 Проектный расчет


Межосевое расстояние передачи:

,

где – вспо­мо­гательный коэффициент, для стальных косозубых колес принимаем ;

− коэффициент ширины зуба относительно межосевого расстояния с учетом несимметричного расположения колеса передачи .

KH– коэффициент, учитывающий неравно­мерность распределения на­груз­­ки по длине контактных линий, принимаем ,

мм.

Согласно ГОСТ 6636−69 принимаем мм.

Делительный диаметр колеса:

,

мм.

Ширина колеса:



мм.

Mодуль зацепления:

,

где − вспомогательный коэффициент для косозубых передач:

мм

По ГОСТ 9563−80 принимаем стандартный нормальный модуль . Значение модуля попадает в диапазон мм.

Угол наклона зубьев:



Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,

.

Число зубьев:

шестерни:

,


,

колеса:

,

.

Фактическое передаточное число:



Фактический угол наклона зубьев:

,

.

Фактическое межосевое расстояние:

,

мм.

Делительные диаметры:



шестерни

мм,

колеса

мм.

Диаметр вершин:

,

шестерни

мм.

колеса

мм.

Диаметр впадин:

,

шестерни

мм.

колеса

мм.

Ширина колеса:



мм.

Ширина шестерни:



3.1.5 Проверка размеров колес


Проверяем пригодность заготовки колес ([1], табл. 3.2):

.

Диаметр заготовки шестерни:

.

Толщина диска заготовки колеса:

.

Толщина обода:


3.1.6 Проверочный расчет на контактную выносливость


Условие прочности по контактным напряжениям:

,

где K – вспомогательный коэффициент, для косозубых колес ;

− окружная сила в зацеплении:


,

Н;

KH – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для ([1], рис. 4.2);

K – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения на­груз­­ки по ширине зуба, для прирабатывающихся зубьев ;

– коэффициент динамической нагрузки, зависящий от степени точности и окружной скорости:



м/c,

назначаем 8-ю степень точности зубчатых колес ([1], табл. 4.2)

([1], табл. 4.3).

Контактные напряжения:

МПа.

Так как МПа < МПа, контактная прочность достаточна.

3.1.7 Проверочный расчет на выносливость при изгибе


Условие прочности по напряжениям изгиба:

,

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, ([1], стр. 66);

KF– коэффициент, учи­тывающий неравномер­ность распределения на­грузки по длине контак­тных линий, для прирабатывающихся зубьев – коэффициент, учи­тывающий динамичес­кую нагрузку, ([1], табл. 4.3);

− коэффициент, учитывающий наклон зубьев:

,

;

YF– коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного число зубьев: