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: 26
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
-
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.
-
Мощность на валу барабана РБ:
,
гдеFл – тяговая сила на ленте, кН; V – скорость ленты, м/с.
-
Частота вращения барабана nБ:
где D – диаметр барабана, м.
-
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.
-
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.
-
Уточнённое передаточное отношение привода:
Принимаем iред = 3;
-
Частоты вращения (угловые скорости валов привода):
nД = nн = 965 мин-1;
nБ = n2 ;
Отклонение от nБ не превышает 4%, что допустимо.
-
Мощности на валах привода:
Рб = 4,2 кВт
-
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 | | | | | | |
-
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.
-
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).
-
Определяем модуль зацепления по рекомендации:
.
Принимаем стандартное значение модуля m = 2 мм.
-
Ширина венца:
b2 – ширина венца колеса.
Угол наклона зуба:
Принимаем =8°
-
Определяем суммарное число зубьев:
Принимаем Z = 148
Действительная величина угла наклона зубьев:
-
Определяем число зубьев шестерни:
Принимаем Z1 = 38; Z1 > Zmin = 17.
-
Определяем число зубьев колеса:
.
-
Определяем фактическое передаточное число:
Отклонение
-
Определяем фактическое межосевое расстояние:
-
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 |