123885 (689684), страница 2

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

Текст из файла (страница 2)

Ир. – передаточное число редуктора;

- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т2= 108,9·3,55·0,96·0,99=367,42 Н·м

Для вала барабана ленточного конвейера

Т3= Т2 · , (1.18)

где Т3 – вращающий момент ленточного конвейера, Н·м;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

- коэффициент потерь в муфте.

Т3= 367,42·0,98=360 Н·м

2. Расчет клиноременной передачи привода

Из кинематического и силового расчета выписываем данные для расчета

Т1=Тдв,

где Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи

Ир.п.=i/iр.п.,

nдв=n-s.

Т1=Тдв =108,9Н·м;

Ир.п.=2,24;

nдв=719,25 об/мин

2.1. Выбор сечения ремня по номограмме по и nдв=n-s

Ртр=3,75 кН

nдв=719,25 об/мин

Выбираю ремень сечения Б

2.2. Диаметр меньшего шкива

, (2.1)

где d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи Н·м.

=124÷179 мм

Принимаю d1min=125 мм

2.3. Диаметр большого шкива

d2=d1·Ир.п.(1-ε), (2.2)

где d2 – диаметр большого шкива, мм;

Ир.п. – передаточное число клиноременной передачи;

ε =0,015 – скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением.

d2=125·2,24· (1-0,015)=275,8 мм

Подбираю диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73

d2=280 мм

2.4. Уточнение передаточного отношения

, (2.3)

=2,274

Отклонение действительного передаточного числа от ранее заданного составляет < 3%, (2.4)

где ΔИ – отклонение действительного передаточного числа;

Иф- фактическое передаточное число;

И – передаточное число клиноременной передачи, с формулы (1.10).

=1,5%< 3%

2.5. Ориентировочное значение межосевого расстояния

, (2.5)

где Т0 – высота сечения ремня, мм (таблица 2,2);

аmin – межосевое расстояние минимальное, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большого шкива, мм.

=233,25 мм

(2.6)
где аmax – максимальное межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

Примечание ар - среднее между аmax и аmin.

ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм

где L – длина ремня, мм;

ар – межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

=1690,6 мм

Принимаю длину ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80

L=1600 мм

2.7. Уточнение межосевого расстояния

, (2.8)

где W=0,5π(d1+d2), мм; (2.9)

y=(d1-d2)2, мм; (2.10)

W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;

y=(125-280)2=24025 мм2.

=

=475,763 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных ремней.

2.8. Определение угла обхвата меньшего шкива

, (2.11)

где α1 – угол обхвата меньшего шкива;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм;

ар – межосевое расстояние, мм.

=161,43º

2.9. Определение необходимого числа ремней

, (2.12)

где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Р0 – мощность допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Ср – коэффициент режима работы;

Сα – коэффициент угла обхвата;

Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передачи

=3,04

Принимаю число ремней Z=3

2.10. Определение натяжения ветви ремня

(2.13)

где Р – из формулы 1.3

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2

θ=0,18.

Расчетная скорость ремня

(2.14)

где υ – скорость ремня, м/с;

d1 – диаметр меньшего шкива, м;

ω1 – угловая скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).

=4,625 м/с

=226,32 Н

2.11. Определение силы, действующей на валы

, (2.15)

где Fв – сила действующая на валы, Н;

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

Z – число ремней;

α1 – угол обхвата меньшего шкива.

=1340,13 Н

2.12. Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80

, (2.16)

где В – ширина обода шкива, мм;

Z – число ремней.

=

=63 мм

Принимаю шкивы клиноременной передачи из СЧ15

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.

Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230

3.1. Допускаемое контактное напряжение

, (3.1)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КНL – коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

GHlimb=2НВ+70, (3.2)

Для шестерни

, (3.3)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=481 МПа

Для колеса

, (3.4)

где - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ2 – твердость шестерни;

-коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=427 МПа

Расчетное допускаемое напряжение

, (3.5)

Требуемое условие

=408,6 МПа

3.2. Определение межосевого расстояния

, (3.6)

где - межосевое расстояние, мм;

Ка =43;

ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;

ψва – коэффициент ширины венца,

Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;

Кнв=1,2.

=184,47мм

3.3. Определение нормального модуля зацепления

mn=(0.01-0.02)· , (3.7)

где mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).

mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм

Принимаю mn=3,5 мм

3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса

Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°

, (3.8)

=21,2

Принимаю число зубьев шестерни z1=20

z2= z1 ·up, (3.9)

z2= 20 ·3,55=71

Уточнение значения угла наклона зубьев.

, (3.10)

где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;

mn – нормальный модуль зацепления, мм;

- межосевое расстояние, мм.

=0,884

3.5. Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительные

(3.11)

где d1-делительный диаметр шестерни, мм.

=79 мм

(3.12)

где d2 – делительный диаметр колеса, мм.

=281мм

Проверка = =180 мм (3.13)

Диаметры вершин зубьев

dа1 = d1+2· mn, (3.14)

где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа1 =71+2·3,5=78 мм

dа2 = d2+2· mn, (3.15)

где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа2 =281+2·3,5=288 мм

Диаметры впадин шестерни и колеса.

df1 = d1-2,5· mn, (3.16)

где df1 – диаметр впадин шестерни, мм.

df1 =71-2,5·3,5=62,25 мм

df2 = d2-2,5· mn , (3.17)

где df2 – диаметр впадин колеса, мм.

df2 =281-2,5·3,5=272,25 мм

Ширина колеса

b2 = ψba·aω , (3.18)

где b2 – ширина колеса, мм;

- межосевое расстояние, мм;

ψва – коэффициент ширины венца.

b2 = 0,25·180=45 мм

Ширина шестерни

b1= b2 +5 мм, (3.19)

где b1 – ширина шестерни, мм;

b2 – ширина колеса, мм.

b1= 45 +5=50 мм

3.6. Коэффициент ширины шестерни по диаметру

, (3.20)

где ψbd – коэффициент ширины шестерни;

b1 – ширина шестерни, мм;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=0,63

3.7. Определение окружной скорости колес

, (3.21)

где υ – окружная скорость колес, м/с;

ω2 - угловая скорость, рад/с;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=1,303 м/с

3.8. Определение коэффициента нагрузки

Кн= Кнβ· Кнα· Кнυ, (3.22)

Кн= 1,02· 1· 1,05 =1,071

3.9. Проверка контактного напряжения

, (3.23)

где σH – контактное напряжение, МПа;

- межосевое расстояние, мм;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

КН – коэффициент нагрузки;

– передаточное число редуктора.

=383,5 МПа

Примечание ,

Условие прочности выполнено

3.10. Действующие силы в зацеплении

Окружная , (3.24)

где Ft – окружная действующая сила, Н;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

d1 – делительный диаметр шестерни, мм.

=2756,96 Н·м

Радиальная , (3.25)

где Fr – радиальная действующая сила, Н;

α – угол зацепления в нормальном сечении принимается 20°;

β – угол наклона зубьев по расчету.

=1134,9 Н·м

Осевая Fa= Ft ·tgβ, (3.26)

где Fа – осевая действующая сила, Н.

Fa= 2756,96 ·tg8°=387 Н·м

3.11 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба

, (3.27)

где σF – выносливость зубьев, МПа;

Ft – окружная действующая сила, Н;

mn – нормальный модуль зацепления, мм.

Коэффициент нагрузки

КF= КFβ· КFυ=1,26·1,1=1,38; (3.28)

YF – коэффициент учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Zυ

У шестерни Zυ1=Z1/Cos3β=20/0,993=20,6=20;

Характеристики

Список файлов курсовой работы