124840 (Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера)

1. Энергетический и кинематический расчеты привода

Рисунок 1-Схема привода.

Исходные данные:

- выходная мощность, Вт 5;

-частота вращения выходного вала, мин^-1 65.

Коэффициент полезного действия (КПД) привода

где - ориентировочные величины КПД различных видов

механических передач и отдельных элементов привода.

Расчётная мощность электродвигателя

Рекомендуемое передаточное число привода

,

где U_i – средние значения передаточных чисел для различных видов механических передач.

Расчётная частота вращения вала электродвигателя

мин^-1

По каталогу выбираю электродвигатель 4А132S4У3 (Р_э=7,5 кВт, n_э=1455мин^-1, Т_max/T_nom=2).

Действительное общее передаточное число привода

;

;

.

Частоты вращения валов привода

мин^-1

мин^-1

мин^-1

мин^-1

Угловые скорости валов привода

с^-1

с^-1

с^-1

с^-1

Мощности, передаваемые валами привода

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

Крутящие моменты на валах привода

Н∙м,

Н∙м,

Н∙м,

Н∙м.

Результаты энерго-кинематического расчёта заносим в таблицу 1

Таблица 1 – Значения параметров элементов привода

2. Расчёт тихоходной передачи

2.1 Проектный расчёт передачи

Исходные данные:

- крутящий момент шестерни 44,33;

- частота вращения шестерни n₂, мин^-1 1455;

- частота вращения колеса n₃⁰, мин^-1 723,88;

- передаточное число 2,01.

Материал шестерни и зубчатых колёс – сталь 20Х ГОСТ4543-71.

Термообработка для зубчатых колёс и шестерен –цементация, закалка и отпуск. Пределы текучести и твёрдость выбираем по таблице 8.8[1], результаты заносим в таблицу 2.

Таблица 2 – Механические свойства

Пределы контактной выносливости

где H_HRC – твёрдость поверхности зубьев.

Допускаемые контактные напряжения

где Z_N – коэффициенты выносливости;

S_H – коэффициенты запаса прочности.

где - меньшее из значений контактных напряжений, МПа.

Принимаем пределы изгибной выносливости

σ_FLIM1=750МПа

σ_FLIM2=800МПа

Допустимые напряжения изгиба

(13)

где Y_N - коэффициенты долговечности (Y_N=1);

Y_A – коэффициенты, учитывающие одностороннее приложение

нагрузки при одностороннем приложении нагрузки Y_A=1;

S_F - коэффициенты запаса прочности (S_F=2).

Коэффициент нагрузки передачи

2.3 Проектный расчет конической передачи

Расчетный диаметр шестерни определяем по формуле

где ψ_bd-коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра

(ψ_bd=0.3-0.6);

K_Hβ-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца;

К_А-коэффициент внешней динамической нагрузки(К_а=1).

Определим ширину венца зубчатых колес

(15)

Принимаем b=45 мм.

Угол делительного конуса

(16)

Внешнее конусное расстояние определяем по формуле

мм

Определяем внешний делительный диаметр шестерни

мм (18)

Принимаем число зубьев шестерни z₁=17, определяем модуль зацепления по формуле

мм

Принимаем m_te=m_n=4мм

Округляем значение модуля до ближайшей величины m_nII=m_II в соответствии с ГОСТ 9563-60 (таблица 4.2.1[2]).

Определяем действительное число зубьев шестерни

Находим число зубьев колеса

Принимаем z₂=35

Действительное передаточное число

Определяем действительные величины углов делительных конусов

(20)

Определяем внешние делительные диаметры по формуле

(21)

Определяем внешние диаметры вершин зубьев

(22)

Определяем внешние диаметры впадин зубьев

(23)

Действительное внешнее конусное расстояние

(24)

Средний модуль зацепления

мм (25)

Средние делительные диаметры колес определяется по формуле

(26)

Определяем внешнюю высоту головки зуба

(27)

Определяем внешнюю высоту ножки зуба

(28)

Определяем внешнюю высоту зуба

Определяем угол ножки зуба по формуле

(29)

Угол головки зуба

Угол конуса вершин определяем по формуле

(31)

Находим угол конуса впадин по формуле

(32)

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев шестерни определяем по формуле

мм (33)

Расстояние от вершины до плоскости внешней окружности вершин зубьев колеса

мм (34)

Определим внешнюю окружную толщину зуба шестерни и колеса по формуле

(35)

2.4 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем окружную силу в зацеплении

Н, (36)

где d_m1-средний делительный диаметр шестерни, мм.

Окружная скорость колеса определяется по формуле

(37)

Определяем условное межосевое расстояние

(38)

Находим удельную окружную динамическую силу

Н/мм, (39)

где δ_Н-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля на динамическую нагрузку (δ_Н=0,06);

g_o-коэффициент учитывающий влияние разности шагов зацепления

зубьев шестерни и колеса (g_o=9);

Определяем удельную расчетную окружную сила в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм (40)

Определяем коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении по формуле

(41)

Удельная расчетная окружная сила рассчитывается по формуле

Н/мм, (42)

где b-ширина венца зубчатых колес, мм.

Определяем расчетные контактные напряжения и сравниваем их с допустимыми

(43)

где Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных

поверхностей зубьев (ZH=1.77);

Z_E- коэффициент, учитывающий механические свойства

материалов колес (ZE=275);

Zε- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных

линий (Zε=1.0).

2.5 Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба

Удельная окружная динамическая сила определяется по формуле

Н/мм, (44)

где δ_F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля на динамическую нагрузку (δ_F=0,16).

Определяем удельную расчетную окружную силу в зоне ее наибольшей концентрации

Н/мм, (45)

где K_Fβ- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца (K_Fβ=1,15).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении определяется по формуле

(46)

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Н/мм (47)

Определяем коэффициент, учитывающий форму зуба по формуле

(48)

Определяем расчетные напряжения изгиба зуба шестерни по формуле и сравниваем их с допускаемыми

(49)

Определяем расчетные напряжения изгиба зуба колеса по формуле и сравниваем их с допускаемыми

(50)

где Y_β- коэффициент, учитывающий наклон зуба (Y_β=1)

Y_ε- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (Y_ε=1)

Находим силы действующие в зацеплении зубчатых колес:

-уточненный крутящий момент на колесе

(51)

-окружная сила

(52)

-радиальная сила

(53)

-осевая сила

(54)

4. Расчет тихоходного вала

4.1 Проектный расчет вала

Исходные данные:

- материал вала Сталь 3 ГОСТ380-88

- крутящий момент на валу, Нм 303,965.

Минимальный диаметр вала определяем по формуле

мм

По конструктивным соображениям принимаем следующие диаметры вала:

- диаметр выходного конца d=30 мм;

- диаметр для посадки подшипника d=35 мм;

- диаметр для посадки колеса d=38 мм.

Длины участков вала принимаем конструктивно:

- участки на посадку подшипников L₁=25 мм, L₂=48 мм;

- участок на посадку колес L₃=40 мм;

- выходной конец вала, L₄=58 мм.

Общая длина вала составляет 294 мм.

4.2 Проверочный расчёт вала

Исходные данные:

- окружные силы колес F_t3 = F_t4,кН 2,039;

- радиальные силы F_r3 = F_R4,кН 0.85;

- осевые силы зацеплений F_A3= F_A4,кН 0,44;

- нагрузка на вал передачи от звёздочки F_Ц.,кН 4,53;

-угол наклона цепной передачи к горизонту 80

- начальный диаметр колес d_w,м 0,142;

Схема приложения сил приведена на рисунке 2.

Реакции на опорах действующие в горизонтальном направлении