Файл: 2. кинематический расчет привода. 3 Расчет передачи редуктора 5.docx

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 30.11.2023

Просмотров: 31

Скачиваний: 2

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




Содержание


1.ЗАДАНИЕ 2

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. 3

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА 5

4. РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ ПРИВОДА 9



  1. ЗАДАНИЕ




1 – электродвигатель, 2 – ведущий шкив, 3 – ремень, 4 – ведомый шкив,

5 – корпус редуктора, 6 – шестерня, 7 – зубчатое колесо, 8 – муфта,

9 –барабан, 10 – транспортерная лента, 11 – подшипник



Исходные данные

Варианты



















7










Тяговая сила на ленте Fл, кН



















1,6










Скорость ленты v, м/с



















0,9










Диаметр барабана D, мм



















220










Срок службы привода L, лет



















6












2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА.


  1. Мощность на валу барабана РБ:

,

гдеFлтяговая сила на ленте, кН; Vскорость ленты, м/с.

  1. Частота вращения барабана nБ:



где Dдиаметр барабана, м.


  1. Общий КПД привода:

,

где η1= 0.97 – КПД пары закрытых цилиндрических зубчатых колёс с учётом потерь в опорах;

η2 = 0.92 – КПД открытой ременной передачи;

η3 = 0.98 – КПД муфты;

η4= 0.99 – КПД подшипников качения на валу барабана.

  1. Требуемая мощность двигателя:



Требуемая быстроходность вала двигателя:





Принимаем передаточное отношение ременной передачи iрем = 3, а для редуктораiр = 3 [3] с. 23. Выбираем электродвигатель (табл. 2П) трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый тип 132S6 с номинальной быстроходностью вала nн = 965 мин-1, Рн = 5.5 кВт.

  1. Уточнённое передаточное отношение привода:



Принимаем iред = 3;



  1. Частоты вращения (угловые скорости валов привода):

nД = nн = 965 мин-1;











nБ = n2 ;



Отклонение от nБ не превышает 4%, что допустимо.

  1. Мощности на валах привода:

Рб = 4,2 кВт








  1. Моменты вращения на валах привода:









Результаты расчёта приводим в таблице 2.

Кинематические и силовые параметры привода. Таблица 2

Наименова-

ние

Индекс

Частота вращения

n, мин-1

Угловая скорость с-1

Мощность,

Р, кВт

Момент расчётный Т, Нм

Передаточ-ное число передач

Вал

двигателя

Д

965

101.0

4.84

47,92




Быстроход-

ный вал

1

235.36

24.63

4.75

192.85

4.1

Тихоходный вал

2

78.43

8.2

4.61

562.19




Вал

барабана

Б

78.43

8.2

4.2

512.19




Ременная передача


















3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

  1. Выбор материала для зубчатых колёс и определения допускаемых напряжений.

Так как в здании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термообработка – улучшение, твёрдость НВ 235…262 при диаметре заготовки до D = 125 мм, для колеса сталь 45, термообработка – нормализация, твёрдость НВ 179…207 при любом диаметре заготовки (табл. 10).

Средняя твёрдость:

- для шестерни;


- для колеса.

Определяем допускаемые контактные напряжения [σ]H.

Допускаемые контактные напряжения:

- для шестерни;

- для колеса.

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости (табл. 9).

- для шестерни

- для колеса

Коэффициент долговечности принимаем КНL1 = КHL2 = 1, как при длительном сроке службы. Согласно рекомендации для косозубых колёс с твёрдостью рабочих поверхностей НВ < 350 в качестве расчётных принимаем меньшее допускаемое контактное напряжение

[σ]H = [σ]H2 = 414,4 МПа

Определяем допускаемые напряжения изгиба [σ]F:

- для шестерни

- для колеса

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее пределу выносливости (табл. 9).

- для шестерни

- для колеса

Коэффициент долговечности принимаем КFL = 1, как при длительном сроке службы.

  1. Определяем межосевое расстояние передачи:



Ка = 43 – для прямозубых передачи; ψа= 0,4 – принимаем по рекомендации для косозубых колёс; КНβ = 1 (для прирабатывающихся зубьев).

Принимаем по ряду нормальных чисел ближайшие аW = 150 мм (табл. 1П).

  1. Определяем модуль зацепления по рекомендации:

.

Принимаем стандартное значение модуля m = 2 мм.

  1. Ширина венца:



b2ширина венца колеса.

Угол наклона зуба:



Принимаем =8°

  1. Определяем суммарное число зубьев:




Принимаем Z = 148

Действительная величина угла наклона зубьев:



  1. Определяем число зубьев шестерни:



Принимаем Z1 = 38; Z1 > Zmin = 17.

  1. Определяем число зубьев колеса:

.

  1. Определяем фактическое передаточное число:



Отклонение



  1. Определяем фактическое межосевое расстояние:



  1. Определяем основные геометрические параметры передачи:

Геометрические параметры зубчатой передачи. Таблица 3


Параметр

Шестерня

Колесо

Диаметр, мм

Делительный






Вершин зубьев






Впадин зубьев






Ширина венца




Принимаем b2=60