Реферат: Расчет и проектирование привода ленточного конвейера
МинистерствоОбразования Республики Беларусь
БелорусскийНациональный Технический Университет
Факультеттранспортных коммуникаций
Кафедра“Строительные дорожные машины”
Пояснительнаязаписка
ккурсовому проекту
«Расчети проектирование привода
ленточногоконвейера»
Исполнитель:
Студентгр. 114125 Прушак Е.В
Руководитель:
Доценткаф. СДМ Шавель А.А
Минск — 2008
Содержание
Введение
1. Общие сведения
2. Расчётная часть
2.1 Кинематический расчёти выбор электродвигателя
2.2 Расчёт плоскоременной передачи
2.3 Расчёт зубчатыхпередач
2.3.1 Быстроходнаяступень
2.3.2 Тихоходная ступень
2.4 Расчет цепной передачи
3. Расчёт валов редуктора
4. Подбор подшипников
5. Проверка прочностишпоночных соединений
6.Расчет валов на усталостнуюпрочность
7. Конструктивные размерыкорпуса редуктора
8. Сборка редуктора
Список используемой литературы
Введение
В основе работы большинства машин и механизмов лежитпреобразование параметров и кинематических характеристик движения выходныхэлементов по отношению к входным. Наиболее распространенным механизмом длярешения данной задачи является редуктор, который представляет систему зубчатыхпередач выполненных в герметично закрытом корпусе.
Объектом данного курсового проекта является двухступенчатыйцилиндрический редуктор общего назначения.
Цель работы — расчет и проектирование редуктора со следующимипараметрами: мощность на выходе — 2,7 кВт, частота вращения валаэлектродвигателя — 750 об/мин; выходного вала — 40 об/мин.
Разработка редуктора выполнялась на основе теории зубчатыхпередач. При расчете отдельных элементов устройства использованы теориипрочности и надежности.
В результате работы спроектирован редуктор, обеспечивающийзаданные параметры и разработан его общий вид. Объем проведенных расчетов иконструкторских проработок позволяет перейти к разработке комплекта техническойдокументации на двухступенчатый цилиндрический редуктор общего назначения.
1.Общие сведения
Спроектированный привод, состоит из – двухступенчатогоредуктора, электродвигателя, передающего вращение к редуктору черезплоскоременную передачу общего назначения, цепной передачи, на выходе.
Ременная передача – это такие передачи в которых движениемежду 2-мя валами, имеющими пространственное расположение осуществляется посредствам гибкой связи и шкивов — ведущего и ведомого. Передача энергииосуществляется благодаря трению между ремнем и шкивами.
Преимущества ременных передач:
1) Возможностьпередачи вращения большие расстояния (до 15 метров);
2) Бесшумная иплавная работа;
3) Защита механизмаот поломок;
4) Низкая цена
Недостатки ременных передач:
1) Непостоянствопередаточного числа в следствии скольжения ремня на шкивах;
2) Повышенныенагрузки на валы и их опоры;
3) Низкаядолговечность;
4) Необходимостьзащиты ременной передачи от масла;
Механизм, предназначенный для передачи вращения с одного валана другой посредствам 2-х зубчатых колес находящихся в зацеплении, называетсязубчатой передачей. Меньшее из колес называется шестерней, большее – зубчатымколесом (в общем случае оба называют колесами).
Преимущества зубчатых передач:
1) Возможностьпередачи больших мощностей (до 50000 кВт и более) в широком диапазоне окружныхскоростей;
2) Постоянствопередаточного числа;
3) Малые габариты,большая долговечность и надежность в работе;
4) Высокий КПД />;
5) Простотаконструкции и обслуживания;
6) Слабые нагрузкина валы и их опоры;
7) Возможностьизготовления из различных материалов;
Недостатки зубчатых передач:
1) Ограниченностьпередаточного числа />;
2) Источник шума ивибраций;
3) Незащищенность отперегрузок;
4) Высокиетребования к точности изготовления
Цепная передача-это механизм для передачи энергии между двумяпараллельными валами с помощью цепи и звездочек. В зависимости от назначенияцепи делятся на: приводные, грузовые и тяговые.
Преимущества цепной передачи:
1) Возможностьпередачи движения на значительные расстояния (до 8м);
2) Меньшие габаритыпо сравнению с ременными;
3) Постоянствосреднего передаточного числа из-за отсутствия скольжения;
4) Высокий КПД (до0,98);
5) Передача движенияна несколько звездочек;
6) Меньшие нагрузкина валы по сравнению с ременной передачей;
Недостатки цепной передачи:
1) Неравномерностьхода ведомой звездочки;
2) Значительныйизнос звеньев цепи;
3) Возникновениядополнительных динамических нагрузок;
4) Плохие условиясмазки;
2. Расчётная часть.
2.1 Кинематический расчёт и выбор электродвигателядвигателя
При выполнении кинематического расчёта и выбореэлектродвигателя двигателя необходимо учитывать потери энергии, которыепроисходят в ременной передачи, в зацеплении зубчатых колёс с учётом потерь вподшипниках.
Потабл. 1.2.1 [1] примем следующие значения КПД:
ηз- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ηз = 0,98
ηц- для открытой цепной передачи: ηц = 0,92
ηр- для открытой ременной передачи: ηр= 0,94
ηп.п- подшипники(одна пара): ηп.п.= 0,9925
1)Общий КПД привода
ηобщ. = ηз/>*ηц*ηр*ηп.п./> = 0,98/>*0,92*0,94*0,9925/> = 0,806
2)Требуемая мощность двигателя:
Pэл.дв.= P5/ηобщ. = 2,0/0,806= 2,481 кВт
Втаблице 16.7.1 [1] по требуемой мощности выбираем электродвигатель 4A112МА6Y3, с асинхронной частотой вращения 950 мин-1, с параметрами:Pдв = 3,0 кВт; J=2,17 кг*м/>;Tmax/Tnom= 1,9;Масса 54 кг.
3)Общее передаточное отношение:
u/> = nдв/nвых =950/100 = 9,5
Дляпередач выбрали следующие передаточные числа:
uр =1,48
uц =2,0 =>
uред= u/>/ uр * uц=9,5/1,48*2,0 = 3,209
uред =uбыстр* uтих
uбыстр= />*(0,9)= 2 (посленормализации)
uтих= uр/uбыстр= 1,6045
4)Рассчитываеммощности на валах:
P1=2,481(требуемаямощность)
P2= P1* ηр* ηп.п.=2,481*0,94*0,9925 = 2,3146 кВт
P3= P2* ηп.п* ηз=2,3146*0,9925*0,98= 2,2513 кВт
P4= P3* ηп.п* ηз=2,2513*0,9925*0,98 = 2,19 кВт
P5= P4* ηп.п* ηц=2,19*0,9925*0,92 = 2,0 кВт
5)Рассчитываем частоты валов:
n1=950мин-1
n2= nдвиг/uр = 950/1.48= 642 мин-1
n3= n2/uбыстр = 642/2 = 160 мин-1
n4= n3/uтих = 321/1,6045 = 200 мин-1
n5= n4/uц = 200/2= 100 мин-1
6)Рассчитываемкрутящие моменты на валах:
T1= 9,55* P1/ n1=(9,55*2,481*1000)/950 = 24,94 Н·м
T2= 9,55* P2/ n2=(9,55*2,3146*1000)/632 = 34,43 Н·м
T3= 9,55* P3/ n3=(9,55*2,2513 *1000)/321 = 67 Н·м
T4= 9,55* P4/ n4=(9,55*2,19*1000)/200 = 104,57 Н·м
T5= 9,55* P5/ n5=(9,55*2,0 *1000)/100 = 191 Н·м
7)Предварительные значения диаметров валов:
dвал =/>
d1 = />= 19 мм принимаем 20 мм
d2 = />= 21 мм принимаем 22 мм
d3=/>=26 мм принимаем 26 мм
d4 = />= 30 мм принимаем 30 мм
d5 = />= 37 мм принимаем 38 мм
8)Сводная таблица
№ вала Частота вращения об/мин
Мощность
кВт
Вращ. момент
Н*м
1 950 2,481 24,94 2 642 2,3146 34,43 3 321 2,2513 67 4 200 2,19 104,57 5 100 2,0 191/>
9)Рисунок1. Кинематическая схема
2.Расчетосновных параметров зубчато-ременной передачи
Исходныеданные:
Р1=2,481кВт;
Р2=2,3146кВт;
n1=950мин-1;
n2=642 мин-1;
uр =1,48;
T1= 24,94 Н·м;
T2= 34,43 Н·м
Условиеработы передачи
Межосевоерасстояние а', мм (выбираем из компоновки)
1)модуль ремня с трапецеидальными зубьями:
m =f(P1,n1) (рисунок 2.4.2источник 1) m = 4 мм
Основныепараметры данного ремня:
Нр= 5,0; Н = 0,8 мм; hp = 2,5; Sp = 4,4 мм; R1 = 1,0 мм; R2 = 1,0 мм; 2φо = 40 град
2)Шаг зубьев:
Tp = π*t = 3,14*4 = 12,57 мм
3)Размеры ремня (смотри выше)
4)Минимальное число зубьев ведущего шкива, шт:
z1 = f(n1,m) (таблица 2.4.2источник 1). Выбираем z1=16( ремень с металлокордом 5Л15)
5)Число зубьев ведомого шкива:
z1 = z2*u = 16*1,48 = 23,68 округляем до 24
6)Считаем действительное число передачи
uд.рем= z2/z1 = 24/16 = 1,5
*Всвязи с уточнением u передачи (см.исходные данные u п.6) следуеткорректировать передаточное число привода и содержание столбцов n и T втаблице.
7)Диаметр шкивов:
d1= m* z1 = 16*4=64мм; d2 = m* z2 = 4*24=96 мм
8)Минимальное межосевое расстояние:
А min= 0,55(d1+d2)+Нр = 0.55*160+5 = 93 мм
Выбираемаp = 100 мм
9)Число зубьев ремня:
z2<z1 zp = 2*a’/tp+0,5*(z1+z2)+f1*tp/a',где f1 = (z2-z1)2/(4π2)
f1 = (16-24)2/(4π2) = 1,621
zp = 2*100/12,57+0.5*160+1,62*12,52/100= 96,11
Выбираемzp = 100
10)Межосевое расстояние передачи при zp=100
Дляa = (( аp-( z1+ z2)f2*tp, где f2 ( таблица 2.4.3 источник 1) f2 = 0,24987
А=((2*100-(24+16))*0,24987*12,57=502,54 мм
11)a10<sub/>= 1800-570*(96-64)/502,54 = 176,370
12)Числозубьев на дуге обхвата:
z01= 16*176,370/3600 = 7,84
13)Ширина ремня:
Bp= P1Кt*Pt* z01
ГдеКt = К1+К2 +К3 – сумма уточняющих коэффициентов, зависящих от типов двигателяК1 (таблица 2.4.5 источник 1) типа рабочей машины К2 (таблица 2.4.4 источник1), передаточного числа К3, если u≥1, следовательно К3 = 0 Выбираем Д.В.Содноцилиндровый К1 = 1; выбираем подъемник К2 = 1,7;
Bp= 2,481*2,7/0,1*7,48 = 9,05 мм
14)Сила нагружающая вал передачи:
F =(1,10…1,05)*Ft
Ft= 2*103T1/d1 = 24,94*2*103/64=779,3 Н
F =(1,10…1,05)*779,3 = 857,32 Н
2.3.2Тихоходная ступень
Выбираемматериалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:
Дляшестерни:
Сталь:45Х
Термическаяобработка: улучшение
Твердость:НВ 280
Длязубчатого колеса:
Сталь:40Х
Термическаяобработка: улучшение
Твердость:НВ 260
Расчетдопускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:
1)Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:
L/> = L/>*365*K/>*24*K/> = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа
2)Определяем базовое число нагружений:
N/> = 30(HB1)/> = 30(280)/> = 22,4*10/>≤120*10/>
N/> = 30(HB2)/> = 30(260)/> = 18,75*10/>≤120*10/>
3)Расчетное число циклов нагружений:
N/> = 60*ci*ni* L/>*(∑K/>/>*K/>)
N/> = 60*1*321*44019(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,33*02) = 6,0*10/>
N/> = 60*1*200*44019(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,33*02) = 3,74*10/>
Ci – число зацеплений зуба за один оборот
ni<sub/>– число оборотов в минуту рассчитываемогоколеса
Lh<sub/>– число часов работы передачи за весьсрок службы (в часах)
KHj — коэффициент времени (определяем сграфика 1)
Kti — коэффициент нагрузки (определяем сграфика 1)
т.к.N/>< N/> выбираем формулудля расчетакоэффициента долговечности:
Z/> = /> =
Z/> = /> = 0,848 ≥ 0,75
Z/> = /> = 0,861 ≥ 0,75
Пределконтактной выносливости:
σ/> = 2*НВi +70, МПа – для улучшенных колес
σ/> = 2*280+70 = 630 МПа
σ/> = 2*260+70 = 590 МПа
4)Коэффициент контактной выносливости:
σ/> = (σ/>/S/>)0,9*Z/>
i — 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)
/> — предел контактной выносливости
/> - для улучшенных колес
ZNi<sub/>– коэффициент долговечности
SHi – коэффициент запаса прочности (SHi=1,1)
σ/> = (630/1,1)*0,9*0,848 = 437,1МПа
σ/> = (590/1,1)*0,9*0,861 = 415,6МПа
5)Допускаемые напряжения для передачи:
σ/> = min ( 0,45(σ/>+ σ/>); 1,25(σ/>) ) = min ( 0,45(437,1+415,6); 1,25*415,6) = min( 384 МПа; 520 МПа) => σ/> = 384 МПа
6)Допускаемые напряжения изгиба:
σ/> = 1,75*НВ1 = 1,75*280 = 490 МПа
σ /> = 1,75*НВ2 = 1,75*260 = 455 МПа
Базовыйпредел выносливости (изгибной):
σ/> = σ/>*Ya*Yz – дляулучшенных колес
причемYa = 1; Yz = 1(поковка)
σ/> = σ/>*Ya*Yz = 490*1*1 = 490 МПа
σ/> = σ />* Ya*Yz = 455*1*1 = 455 МПа
7) Коэффициентзапаса: SF1 = SF2 = 1,7 и gF = 6
Расчетноеэквивалентное число циклов нагружений:
NFEi = 60*ci*ni*Lh*(∑K/>*K/>)
NFE1 =60*1*321*44019 *(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,3/>*02) = 4,9*10/>
NFE2 =60*1*200*44019 *(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,3/>*02) = 3,05*10/>
NFlim = 4*10/>
8)Коэффициентдолговечности:
YNi = /> /> 1
ПосколькуNFEi />> NFlimi принимаем YN1 = YN2 = 1
Иопределяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):
σ/> = (σ/>/SFi)* YNi
σ/> = (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа
σ/> = (455 МПа /1,7)*1 = 267,7 МПа
Определениекинематических параметров передачи:
9)Определяем межосевое расстояние по формуле:
aw<sub/>³ Ka*(u+1)*/> , мм
Ka – коэффициент равный 495 дляпрямозубых передач
\U– передаточноечисло зуб. передачи («+» внешнее зацепление, «–» внутреннее зацепление)
T2 – крутящий момент на ведомом колесе,Н*м
/> — коэффициент учитывающий неравномерностьраспределения нагрузки по длине контактной линии
/> - коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)
По рекомендации приняли />=0,315
Ka<sub/>= 495 — коэф. для стальных косозубых колес
u = 1,6045 –передаточное отношение
T2 = 104,57Н*м– крутящий момент на втором валу
σ/> = 384 МПа – допускаемое контактное напряжение
/> = 0,5* />*(u+1) = 0,5*0,315*(1,6045+1) = 0,4102
По рекомендации приняли /> =0,315
по/> определяем коэффициент
K/> = 1,0
aw<sub/>³ 495*(1,6045+1)* /> = 125 мм
поГОСТу aw = 125 мм
10)Определяем ширину зубчатого венца:
b/> = />* aw<sub/>= 0,315*125 = 39,375 мм
принимаемb/> = 40 мм
b/> = b/>+4 = 40+4 = 44 мм
11)Определяем модуль зацепления:
mn = (0,015-0,03)*aw<sub/>= 0,024*125=3 мм
принимаемmn =3 мм
12)Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:
Z∑= (2* aw<sub/>/ mn)
Z∑= (2*125/ 3) =83,33
следовательноZ∑ = 84
13)Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:
Z1 = Z∑/(u+1) = 84/(1,6045+1) = 21
СледовательноZ1 = 32
Z2= Z∑- Z1=84 – 32 = 52
14)Уточняем передаточное отношение:
u = 52/ 32 = 1,625
определяемпогрешность передаточного отношения:
Δ= |1,6045-1,625| / 1,6045 = 1,28% /> 2,5% что допустимо
Определяемгеометрические параметры зубчатых колес:
15)Начальные диаметры:
dw1 = mn *Z1 = 3,0 *32 = 96 мм
dw2= mn *Z2 = 3,0 *52 = 156 мм
16)Уточняем межосевое расстояние:
aw<sub/>= (dw1+ dw2) / 2 = (96+156) / 2 = 126 мм
17)Определяем диаметры вершин:
da1 = dw1 + 2* mn = 96 + 2*3 = 102 мм
da2= dw2 + 2* mn = 156 + 2*3 = 162 мм
18)Определяем диаметры впадин зубьев:
df1= dw1-2,5* mn = 96 – 2,5*3 = 88,5 мм
df2= dw2-2,5* mn = 156 – 2,5*3 = 148,5 мм
19)Определяем окружную скорость в зацеплении:
V = (π*d w1*n1) / (60*1000) =(3,14*96 *321) / (60*1000) = 1,612 м/с
взависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9
20)Определяемусилия действующие в зацеплении:
окружная:Ft = (2*T1) / dw1 =(2*67) / (96*10/>) = 1390 кН
радиальная:Fr = Ft *tn(α/>) = 1390*0,364*103= 508 кН
осевая:Fa = 0
21)Выполняем проверочный расчет на контактнуюусталость:
/>
/>, где
/> -
коэффициент учитывающий геометрию
/> коэффициент Пуассона (для стали 0,3)
E1, E2 – модуль продольной упругости материалов (2,1*105)
/>
/> - угол наклона зубьев
/>
/> - коэффициент торцового перекрытия
/>
/>318,3 МПа
/>, где
/> = 1
/>
/>,09 — взяли по графику (стр.111 [2]) для степениточности 8
/> = 1*1,1*1,09*1 = 1,199
/> МПа
/> МПа
/> - условие выполняется
22) Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:
/> , где
/>
/> (стр.114) [2] источник 1)
/> (по графику рис. 6.14) [2] источник 1)
/> МПа
/> — условие выполняется
2.3.2 Быстроходная ступень
Выбираемматериалы со средними механическими характеристиками по табл. 16.2.1 [1]:
Дляшестерни:
Сталь:45Х
Термическаяобработка: улучшение
Твердость:НВ 300
Длязубчатого колеса:
Сталь:40Х
Термическаяобработка: улучшение
Твердость:НВ 280
Расчетдопускаемых контактных напряжений при расчете на усталость:
1)Определяем число часов работы передачи за весь срок службы:
L/> = L/>*365*K/>*24*K/> = 10*365*0,75*24*0,67 = 44019 часа
2)Определяем базовое число нагружений:
N/> = 30(HB1)/>=30(300)/> = 26,4*10/> ≤ 120*10/>
N/> = 30(HB2)/> = 30(280)/> = 22,4*10/> ≤ 120*10/>
3)Расчетное число циклов нагружений:
N/> = 60*ci*ni* L/>*(∑K/>/>*K/>)
N/> = 60*1*642*44019(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,33*02) = 12,0*10/>
N/> = 60*1*321*44019(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,33*02) =6,0*10/>
Ci – число зацеплений зуба за один оборот
ni<sub/>– число оборотов в минутурассчитываемого колеса
Lh<sub/>– число часов работы передачи за весьсрок службы (в часах)
KHj — коэффициент времени (определяем сграфика 1)
Kti — коэффициент нагрузки (определяем сграфика 1)
т.к.N/>< N/> выбираем формулудля расчетакоэффициента долговечности:
Z/> = /> =
Z/> = /> = 0,8263 ≥ 0,75
Z/> = /> = 0,8484 ≥ 0,75
Пределконтактной выносливости:
σ/> = 2*НВi +70, МПа – для улучшенных колес
σ/> = 2*300+70 = 670 МПа
σ/> = 2*280+70 = 630 МПа
4)Коэффициент контактной выносливости:
σ/> = (σ/>/S/>)0,9*Z/>
i — 1 или 2 (1- шестерня; 2- зуб. колесо)
/> — предел контактной выносливости
/> - для улучшенных колес
ZNi<sub/>– коэффициент долговечности
SHi – коэффициент запаса прочности (SHi=1,1)
σ/> = (670/1,1)*0,9*0,8263 = 453 МПа
σ/> = (630//1,1)*0,9*0,8484 = 437,3 МПа
5)Допускаемые напряжения для передачи:
σ/> = min ( 0,45(σ/>+ σ/>); 1,25(σ/>) ) = min ( 0,45(453 +437,3); 1,25*437,3) = min( 400,6 МПа; 546,6) => σ/> = 400,6 МПа
6)Допускаемые напряжения изгиба:
σ/> = 1,75*НВ1 = 1,75*300 = 525 МПа
σ /> = 1,75*НВ2 = 1,75*280 = 490 МПа
Базовыйпредел выносливости (изгибной):
σ/> = σ/>*Ya*Yz – дляулучшенных колес
причемYa = 1; Yz = 1(поковка)
σ/> = σ/>*Ya*Yz = 525*1*1 = 525 МПа
σ/> = σ />* Ya*Yz = 490*1*1 = 490 МПа
7) Коэффициентзапаса: SF1 = SF2=1,7 и gF = 6
Расчетноеэквивалентное число циклов нагружений:
NFEi = 60*ci*ni*Lh*(∑K/>*K/>)
NFE1 =60*1*642*44019 *(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,3/>*02)=9,81*10/>
NFE2 =60*1*321*44019 *(1/>*0,5+0,8/>*0,3+0,3/>*02) = 4,9*10/>
NFlim = 4*10/>
8)Коэффициентдолговечности:
YNi = /> /> 1
ПосколькуNFEi />> NFlimi принимаем YN1 = YN2 = 1
Иопределяем напряжения изгиба (при расчете на усталость):
σ/> = (σ/>/SFi)* YNi
σ/> = (525 МПа /1,7)*1 = 308,8МПа
σ/> = (490 МПа /1,7)*1 = 288,2 МПа
Определениекинематических параметров передачи:
9)Определяем межосевое расстояние по формуле:
aw<sub/>³ Ka*(u+1)*/> , мм
Ka – коэффициент равный 495 для прямозубых передач
U– передаточное число зуб. передачи («+» внешнеезацепление, «–» внутреннее зацепление)
T2 – крутящий момент на ведомом колесе,Н*м
/> — коэффициент учитывающий неравномерностьраспределения нагрузки по длине контактной линии
/> - коэффициент ширины зубчатого колеса (венца)
По рекомендации приняли />=0,315
Ka<sub/>= 495 — коэф. для стальных косозубых колес
u =2 – передаточноеотношение
T2 =67 Н*м – крутящий момент на втором валу
σ/> =400,6 МПа – допускаемое контактное напряжение
/> = 0,5* />*(u+1) = 0,5*0,315*(2+1) = 0,4725
По рекомендации приняли /> =0,315
по/> определяем коэффициент
K/> = 1,0
aw<sub/>³ 495*(2+1)* /> = 103 мм
поГОСТу aw = 100 мм
10)Определяем ширину зубчатого венца:
b/> = />* aw=0,315*100 = 31,5мм
принимаемb/> = 32 мм
b/> = b/>+4 = 32+4 = 36 мм
11)Определяем модуль зацепления:
mn = (0,015-0,03)*aw<sub/>= 0,03*100 = 3 мм
принимаемmn =3 мм
12)Определяем суммарное число зубьев и угол наклона зубьев:
Z∑= (2* aw<sub/>/ mn)
Z∑= (2*100/ 3) =66
следовательноZ∑=66
13)Определяем число зубьев меньшего (ведущего) колеса:
Z1 = Z∑/(u+1) = 66/(2+1) = 22
СледовательноZ1 = 22
Z2 = Z∑- Z1=66 – 22 = 44
14)Уточняем передаточное отношение:
u = 44/ 22 = 2
определяемпогрешность передаточного отношения:
Δ=|2-2|/ 2=0 % /> 2,5% что допустимо
Определяемгеометрические параметры зубчатых колес:
15)Начальные диаметры:
dw1 = mn *Z1 = 3,0* 22= 66 мм
dw2 = mn *Z2 = 3,0 *44 = 132 мм
16)Уточняем межосевое расстояние:
aw<sub/>= (dw1+ dw2) / 2 = (66+132) / 2 = 99 мм
17)Определяем диаметры вершин:
da1 = dw1 + 2* mn = 66 + 2*3 = 72 мм
da2 = dw2 + 2* mn = 132+2*3 = 142 мм
18)Определяем диаметры впадин зубьев:
df1 = dw1-2,5* mn = 66 – 2,5*3 = 58,5 мм
df2 = dw2-2,5* mn = 96 – 2,5*3 = 138,5 мм
19)Определяем окружную скорость в зацеплении:
V = (π*d w1*n1) / (60*1000) =(3,14*66 *642) / (60*1000) = 2,22 м/с
взависимости от окружной скорости выбираем степень точности = 9
20)Определяемусилия действующие в зацеплении:
окружная:Ft = (2*T1) / dw1 =(2*34,43) / (66*10/>) = 1043 кН
радиальная:Fr = Ft *tn(α/>) = 1043*0,364*103= 0,378кН
осевая:Fa=0
21)Выполняем проверочный расчет на контактнуюусталость:
/>
/>, где
/> -
коэффициент учитывающий геометрию
/> коэффициент Пуассона (для стали 0,3)
E1, E2 – модуль продольной упругости материалов (2,1*105)
/>
/> - угол наклона зубьев
/>
/> -
коэффициент торцового перекрытия
/>
/>312,2МПа
/>, где
/>=1
/>
/>,09 — взяли по графику (стр.111 [2]) для степениточности 8
/>=1*1,1*1,09*1=1,199
/> МПа
/> МПа
/> - условие выполняется
22) Выполняем проверочный расчет на изгибную усталость:
/> , где
/>
/> (стр.114) [2] источник 1)
/> (по графику рис. 6.14) [2] источник 1)
/> МПа
/> — условие выполняется
2.4Расчет цепной передачи
Передаваемаямощность и частота вращения ведущей и ведомой звездочек являются исходнымиданными для расчета цепной передачи:
Исходные данные для расчёта:
– передаваемаямощность —2,19 кВт;
– частота вращенияведущей звездочки — 200 об/мин;
– частота вращенияведомой звездочки — 100 об/мин;
– передаточноечисло ицеп = 2
Таккак цепная передача является последней передачей привода необходимо уточнить еепередаточное отношение, в связи с тем что в предыдущих передачах былипроизведены изменения передаточных отношений:
ицеп= uобщ /(uтих*uбыстр*uрем) = 9,5/ (1,625*2,0*1,5) = 1,95
Послеуточнения передаточного отношения переходим к расчету передачи:
1)Выбираем число зубьев меньшей звездочки:
z1 = 29-2u = 29-2*1,95 = 25,1
принимаемz1 = 25
2)Выбираем число зубьев большей звездочки:
z2= z1*u = 25*1,95 = 48,75
принимаемz2 = 49
3)Уточняем передаточное отношение:
u = z2 / z1 = 49 / 25 = 1,96
Δ= |1,95-1,96| / 1,95 = 0,513% /> 2,5% что допустимо
4)Вычисляем коэффициент эксплуатации:
Кэ = kд*kа*kн*kр*kсм*kп.
где
(источник 1)
kд = 1,0 — динамический при спокойной нагрузке;
ka = 1,0 — учитывает влияние межосевого расстояния [kа= 1 приац=(30...60)*t];
kн = 1,0 — учитывает влияние угла наклона линии центров kн=1, если этот угол не
превышает 60°, в противном случае kн= 1.25; у нас = 0°
kр = 1,25 — учитывает способ регулирования натяжения цепи, внашем случае не регулируеться;
kсм = 1,0 — учитывает способ смазки, в нашем случае — периодическая смазка
kп = 1,25 — учитывает периодичность работы передачи, в нашемслучае – 2 смены.
Кэ = kд*kа*kн*kр*kсм*kп.= 1,0*1,25*1,25*1,0*1,0*1,0 = 1,5625
5) Определяем предварительное значение шага цепи:
P 598* /> , мм
где: Кэ = 1,5625; z1 = 25; n1 = 200 об/мин
Р = 2,19кВт; mр = 1,0
/> = (∑ />i) / i =(30,9+29,4+28,1+25,7)/4 = 28,53
p598* />=17,25 мм
Выбираемцепь по таблице 3.1.1 [1] со следующими параметрами (источник 1):
p = 17,25 мм
d = 5,94мм
d1 = 11,91мм
b = 12,70 мм
b6 = 18 мм
b7 = 15 мм
A = 22,78 мм
h = 18,2 мм
S = 1,05 см/>
6)Определяем площадь проекции опорной поверхности шарнира:
A = d * b = 5,94*12,70 = 75,438 мм/>
7)Определяем предварительную величину межосевого расстояния:
Aw = (30…50)*p = 30*19,05 = 571,5 мм
8)Определяем число звеньев цепи:
d1 = p/sin(3,14/z1) = 19,05 /(sin180/25) = 152 мм
d2=p/sin(3,14/z2) = 19,05 /(sin180/49) = 297,3 мм
l = (2aw+3.14/2*(d2+d1)+(d2-d1)/>/4a) / p = (2*571,5 +3,14/2*(152+297,3)+33,4)/ 19,05 = 97,56
nзв = 2*a/p+(z2+z1)/2+((z2-z1)/2П)/>*p/a= 2*571,5 /19,05 +(49+25)/2+((49-25)/2*3,14)/>*19,05/571,5= 60+37+0,49 = 97,5
округляемnзв = 98
9)Уточняем межосевое расстояние:
а= р/4*/>
а =19,05/4*/> = 576,4 мм
10)Определяем окружную скорость в передаче:
V = (z1*p*n1)/60*1000;
V = (25*19,05*200)/60*1000= 1,59 м/с
11)Определяем окружную передаваемую силу:
F =(60*1000*P)/ (z1*p*n1)
F =(60*1000*2,19)/(25*19,05*200) = 1,390 кН
12)Рассчитываем цепь на износостойкость:
q = (Ft*Kэ)/(Bвн*d*mp)
q =(1,390*1000*1,5625)/(11,91*5,94*1,0) = 30,7≤ 45, что допустимо
13)Определяем усилия в ветвях:
F1 = Ft+Fv+Fq – в ведущейветви
F2 = Fv+Fq – в ведомой ветви
Fv = qц*V/> = 1 * 1,59/> =2,5281H-нагрузка от центробежных сил
Fq = qц*a*q*Kf = 1*576,4*9,81*6 = 33,9H-сила от провисания цепи
Kf=6при горизонтальном расположении цепи
F1 =1390+2,5281+33,9=1426,43 Н
F2 =2,5281+33,9=46,4281 Н
14)Определяем нагрузки действующие на валы:
Fв = Ft*Kb; Kb = 1,05-1,3;
Fв =1,39 кН * 1,2 =1,668кН