123872 (689673)

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла

Содержание

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

1.3 Определение общего передаточного числа

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

1.6 Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени

1.7 Расчет коэффициентов нагрузки

1.8 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи тихоходной ступени

1.9 Расчет звёздочки тяговой цепи

1.10 Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного) на усталостную прочность и выносливость

1.11 Выбор муфт

1.12 Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

1.13 Сборка редуктора

Список используемой литературы

1. Техническое задание

1.1 Кинематическая схема механизма

1.2. Определение общего КПД привода

Мощность необходимую для электродвигателя при постоянной нагрузке определяем по формуле:

Р_пр = (F_t * V) / (n_общ *10³),

где

F_t - 10000Н - окружное усилие,

V - 0.65м/с - скорость цепи,

n_общ - ообщий КПД привода.

Применим следующую формулу для определения общего КПД привода цепного транспортера:

n_общ=n_м1*n_б*n_т *n_м2=0,98*0,98*0,98*0,98=0,91, где

n_м1=0,98 - КПД муфты 1

n_б=0,98 - КПД быстроходной ступени

n_тих=0,98 - КПД тихоходной ступени

n_м2=0,98 - КПД муфты 2

4. Выбор электродвигателя

Значение используемых коэффициентов полезного действия найдем с помощью [1] табл.1.2

P^’_{эл. дв} = (10000*0.65) / (10³ *0.91) = 7.1 кВт.

Воспользуемся [1], где по таблице 1.1 выбираем электродвигатель, который имеет наиболее близкие параметры по частоте вращения ротора n_{эл. дв}=1000 об/мин и необходимой мощности

P^’_{эл. дв}=7,1кВт

Выбираем электродвигатель марки АИР160S8, для которого из этой таблицы выписываем технические характеристики: n_{эл. дв}=727 мин ^-1, Р_{эл. дв}=7.5 кВт.

Рассчитаем частоту вращения приводного вала ведущей звездочки цепной передачи, а так же значение диаметра звездочки по формулам:

n_вых = (6*10⁴ *V) / (p*z) = (6*10⁴ *0.65) /3.14* (125*9) =34 мин ^{- 1}, где

V - 0.65м/с - скорость цепи

p - шаг звездочки

z - число зубьев звездочки

Мощность привода цепного конвейера:

Р_пр = (F_t * V) /*10³=10000*0.65/1000=6,5 кВт, где

F_t - 10000 Н - окружное усилие на звездочке

V - 0.65м/с - скорость цепи

1.3 Определение общего передаточного числа

Выбираем U=21,12

U_т=4,4

U_б=21,12/4,4=4,8

Определение мощности, частоты вращения и момента для каждого вала.

Таблица 1.

Р	n	Т
Р1=P’эл. дв. *nм1=7.5*0,98= 7,35 кВт	n1=nэл. дв. =727 мин -1	Т1=9550*Р1/n1= 9550*7.35/727=95,5 Нм
Р2=Р1*nбыстр=7,35*0,98= =7,2 кВт	n2=n1/Uбыстр=727/4,8= =151 мин - 1	Т2=9550*Р2/n2= 9550*7,2/151=477,5 Нм
Р3=Р2*nпр=7,2*0,98= =7,05 кВт	n3=n2/Uпр=151/4,4= =34 мин - 1	Т3=9550*Р3/n3=9550*7,05/34=1980 Нм
Р4=Р3*nт=7,05*0,98=6,91	n4= n3 =34 мин - 1	Т4=9550*Р4/n4=9550*6,91/34=1940 Нм

1.4 Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени

Таблица 2.

Колесо Z2	Шестерня Z1
Сталь 40Х улучшение НВ2=269…302 НВ2ср=285 σ T = 750 МПа	Сталь 40ХН улучшение, закалка зубьев ТВЧ НRC=48…53 НRC1ср=50,5 σ T = 750 МПа

Определяем коэффициенты приведения. Реакцию с периодической нагрузкой заменяем на постоянный, эквивалентный по усталостному воздействию, используя коэффициент приведения К_Е.

К_НЕ - коэффициент приведения для расчета на контактную прочность

К_FЕ - коэффициент приведения для расчета на изгибающую прочность

КНЕ2=0,25 КFЕ2=0,14

КНЕ1=0,25 КFЕ1=0,1

Число циклов перемены напряжений.

N_G - число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

N_HG - число циклов перемены напряжений, для расчета на контактную выносливость.

(определяем по рис.4.3 [1])

N_FG - число циклов перемены напряжений для расчета передачи на изгибную выносливость (принимаем независимо от твердости материала рабочих поверхностей зубьев)

NHG2=20*106 NFG2=4*106

NHG1=100*106 NFG1=4*106

Суммарное время работы передачи

t_∑=24000 ч.

Суммарное число циклов нагружения.

N∑2= =60t∑*n2*nз2=60*24000*151=217,4*106 t∑ - суммарное время работы передачи n2 - частота вращения колеса nз2 - число вхождений в зацепление зубьев колеса за 1 оборот

N∑1=N∑2*U*nз1/nз2= =217,4*106*4,8=1043,7*106 N∑2 - суммарное число циклов нагружения колеса nз1 - число вхождений в зацепление зубьев шестерни за 1 оборот

Эквивалентное число циклов перемены напряжения

А) контактная выносливость

NНЕ2=КНЕ2*N∑2= =0,25*217.4*106=54,4*106

NНЕ1=КНЕ1*N∑1= 0,25*1044*106=261*106

Сравним полученные значения N_НЕ с табличным значением N_НG:

NНЕ2=54,4*106>NHG2=20*106 Принимаем NHЕ=NHG2=20*106

NНЕ1=261*106>NHG1=100*106 Принимаем NHЕ1=NHG1=100*106

Б) изгибная выносливость

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,14*217.4*106= =30.4*106

NFЕ2=КFЕ2*N∑2=0,1*1044*106= =104,4*106

Сравним полученные значения N_FЕ с табличным значением N_FG:

NFЕ2=30,4*10>NFG2=4*106

NFЕ1=104,4*106> NFG1=4*106 Принимаем NFЕ2= NFЕ1=NFG1=4*106

Определение предельных допускаемых напряжений для расчетов на прочность.

[σ_Н] _max и [σ_F] _{max -} предельные допускаемые напряжения

σ_т - предел текучести материала

[σН] max2=2,8* σт=2,8*750=2100 МПа [σF] max2=2,74*НВ2ср=2,74*285= 780Мпа

[σН] max1=40HRCпов=40*50.5=2020 МПа [σF] max1=1430МПа

Определение допускаемых напряжений для расчета на контактную выносливость.

[σ_Н] = [σ₀] _Н* (N_HG/ N_HE) ^1/6< [σ_Н] _{max, г}де

[σ₀] _Н - длительный предел контактной выносливости

[σ_Н] _- допускаемое контактное напряжение при неограниченном ресурсе

[σ_Н] _max - предельное допускаемое контактное напряжение

[σ₀] _Н2= (2*НВ_ср+70) /S_H [σ₀] _Н1= (17*НRC_пов) /S_H

[σ0] Н2= (2*285+70) /1.1=582 МПа SH2=1.1 [σ] Н2=582 Мпа

[σ0] Н1= (17*50.5+200) /1.2=882 МПа SH2=1.2 [σ] Н1=882 МПа

Так как разница твёрдостей HB1ср-НВ2ср=220Мпа>=70Мпа и НВ2ср=285Мпа<350Мпа то:

σ_Н= ([σ] _Н2+ [σ] _Н1) *0.45=659Мпа, σ_Н=1.23 [σ] _Н2=716Мпа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений

[σ] _Нрасч=659МПа.

Определение допускаемых напряжений для расчета на изгибную выносливость.

[σ] _F= [σ₀] _F* (4*10⁶/ N_FЕ) ^1/9< [σ] _Fmax, где [σ₀] _F=σ_0F/S_F

σ_0F - длительный предел контактной выносливости, S_F - коэффициент безопасности, [σ] _F - допускаемое контактное напряжение, [σ] _Fmax - предельное допускаемое контактное напряжение.

σ0F2=1,8*НВ2=1,8*248=513МПа SF2=1,75 [σ0] F2=σ0F2/SF2= =513/1,75=293МПа

σ0F1=550МПа SF1=1,75 [σ0] F1=σ0F1/SF1= =550/1,75=314МПа

За расчетное допускаемое напряжение принимаем меньшее из 2-х значений допускаемых напряжений колес или шестерни.

[σ] F2= (4*106/4*106) 1/6*293= =293 МПа< [σ] Fmax=780Мпа

[σ] F1= (4*106/4*106) 1/6*314= =314 МПа< [σ] Fmax=1430Мпа

8. Расчет коэффициентов нагрузки.

Коэффициент нагрузки находим по формулам:

При расчете на контактную выносливость

К_Н=К_Нβ*К_Нσ

При расчете на изгибную выносливость

К_F=К_Fβ*К_Fυ,

Где К_Нβ и К_Fβ - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца, К_Нυ и К_Fυ - коэффициент динамической нагрузки.

Для прирабатывающейся цилиндрической косозубой (шевронной) передачи значение К_β определяется из выражения:

К_β= К_β^о (1-х) +х, где К_Нβ^о = 1 и К_Fβ^o=1

Ψ_a=0,25- коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

U^’ = 4,8- заданное передаточное число (+1) для внешнего зацепления.

Х=0,5 - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

К_Нβ=К_Нβ^о=1,К_Fβ=К_Fβ^o=1.

Значение коэффициента динамичности нагрузки К_υ выбираем по [1] таблице 5,6 и 5,7 в зависимости от окружной скорости, точности изготовления передачи и твердости рабочих поверхностей зубьев.

Для определения окружной скорости воспользуемся формулой:

V=n₁/с_у* (T₂/U² _* Ψ_a) ^1/3=727/1600* (477,5/0,4*0.25) ^1/3=1,9м/с, где

n₁=727 мин ^-1 - частота вращения быстроходного вала редуктора

с_у=1600 - коэффициент учитывающий влияние термообработки на свойства материала зубчатого колеса

T₂ - критический момент

U - заданное передаточное число

Ψ_a - коэффициент ширины зубчатого колеса передачи

Для вычисленной окружной скорости рекомендуется восьмая ступень точности, которую выбираем по [1] из таблицы 5,5

К_Нυ=1,02 и К_Fυ=1.06

К_Н=1*1.02=1.02

К_F=1*1,06=1,06

1.5 Проектный расчет закрытой цилиндрической передачи быстроходной ступени

Основные размеры зубчатой передачи определяем из расчета на контактную выносливость.

Значение межосевого расстояния:

, где

8500 - коэффициент определяемый выражением Z_M Z_H Z_Σ0.7 (см. ГОСТ 21354-75 "Расчет на прочность")

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса

U^’ - заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

К_Нα - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2);

[σ] _Н - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ψ_a = 0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

Полученное значение α^’ округляем до значения a=140 мм из ряда R_a 40 по ГОСТ 6636-69

Рабочая ширина венца.

Рабочая ширина колеса:

b₂= Ψ_a*а=0,25*140=35 мм

Ширина шестерни:

b₁=b₂+3=38 мм

Модуль передачи.

, принимаем

Полученное значение модуля m^’_n=1.4 округляем до ближайшего большего значения m=1.5 по ГОСТ 9563-60

Суммарное число зубьев и угол наклона зубьев.

β_min=arcsin (4m_n/b₂) =arcsin (4*1.5/35) =9,55^o

Z^’_Σ=Z₂+Z₁=2*a*cos β_min/m_n= (2*140*cos9,55) /1,5=184,32

Z_Σ=184, Cosβ= Z_Σ*m_n/2a=184*1.5/2*140=0.9857

β=9,6>9,55=β_min

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z_2.

Z^’₁=Z _Σ/U^’+1=184/4,8+1=30,345округляем до целого числа Z₁=30

Z₂= Z _Σ - Z ₁=184-30=154

Фактическое значение передаточного числа.

U= Z ₂/ Z ₁=154/30=5

Проверка зубьев колес на изгибную выносливость.

А) зуб колеса:

, где

Т₂ - номинальный крутящий момент на валу колеса, K_F=1,06 - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость, K_Fα=0,91 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями ([1] Рис.6,2), Y_F2=3,61 - коэффициент формы зуба ([1] Рис.6,2)

Значение Y_F выбираем в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z_v.

Z_v2=Z₂/cos³_β=154/cos³9,6=160

Y _β - коэффициент учитывающий наклон зуба, Y _β = 1- (β/140) =1-0,072=0,931, b₂ - рабочая ширина колеса, m_n – модуль, а - межосевое расстояние, U - заданное передаточное число, [σ] _F2=293 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F2= (477,5*10³*1,06*3,61*0,931*0,91*5,8) / (35*1.5*140*4,8) =222< [σ] _F2=293Мпа

Б) зуб шестерни:

σ_F1= σ_F2*Y_F1/ Y_F2< [σ] _F1, где

σ_F2 =222 МПа - напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Y_F1=3,4- коэффициент, учитывающий форму зуба

[σ] _F1=314 МПа - допускаемое напряжение при расчете на изгибную выносливость

σ_F1=222*3,4/3,61=209МПа < [σ] _F1=314Мпа

Определение диаметров делительных окружностей d.

d₁=m_n/cos _β*Z₁=1,5/0,986*30=45,6 мм

d₂=m_n/cos _β*Z₂=1,5/0,986*154=234,4мм

Выполним проверку полученных диаметров.

d₂+ d₁=2а

45,6+234,4=2*140=250 - верно

Характеристики

Тип файла документ

Документы такого типа открываются такими программами, как Microsoft Office Word на компьютерах Windows, Apple Pages на компьютерах Mac, Open Office - бесплатная альтернатива на различных платформах, в том числе Linux. Наиболее простым и современным решением будут Google документы, так как открываются онлайн без скачивания прямо в браузере на любой платформе. Существуют российские качественные аналоги, например от Яндекса.

Будьте внимательны на мобильных устройствах, так как там используются упрощённый функционал даже в официальном приложении от Microsoft, поэтому для просмотра скачивайте PDF-версию. А если нужно редактировать файл, то используйте оригинальный файл.

Файлы такого типа обычно разбиты на страницы, а текст может быть форматированным (жирный, курсив, выбор шрифта, таблицы и т.п.), а также в него можно добавлять изображения. Формат идеально подходит для рефератов, докладов и РПЗ курсовых проектов, которые необходимо распечатать. Кстати перед печатью также сохраняйте файл в PDF, так как принтер может начудить со шрифтами.

Список файлов курсовой работы