Войти на сайт

или
Регистрация

Навигация


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


ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

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


Основная часть 1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода 1.1 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

1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов

1.3.1 Подбираем электродвигатель серии

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

2. Расчет редукторной передачи 2.1 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

2.2 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]:

Сталь НВ сердцевины HRC поверхности

sв, МПа

sт, МПа

35 ХМ 269 - 302 48 -53 920 790
40 Г 235 - 262 50 - 60 850 600

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

2.3.2 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

2.3.3 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 KKf / (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 = 3,6Yb Ft 1Kf / (b2 mn)

sf = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа

Условие прочности выполняется.

2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи

Наименование Расчетная формула Величина (мм)
Делительный диаметр

d = mnZ / cos b

d1

61,97

d2

218,03

Диаметр окружности

вершин

da = d + 2mn(1 + X)

da1

64,22

da2

220,28

Диаметр окружности

впадин

df = d - 2mn(1,25 - X)

df1

59,16

df2

215,22

Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.

2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи

Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно

[1] § 4.9 с. 109

Осевая сила Fa = Ft tg(b) = 3716 * tg( 11,38 °) = 747,64 H

Радиальная сила

Fr = Ft tg(a)/cos(b) = 3716 *tg(20°)/cos( 11,38 °) = 1380 H


Информация о работе «Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ»
Раздел: Разное
Количество знаков с пробелами: 18415
Количество таблиц: 2
Количество изображений: 3

0 комментариев


Наверх