1   2   3   4
Ім'я файлу: 16сх_8вар.docx
Розширення: docx
Розмір: 1161кб.
Дата: 15.06.2021
скачати




ЗМІСТ


1.Загальний розрахунок привода
2

2. Розрахунок плоскопасової передачі
5

3. Розрахунок закритої циліндричної косозубої передачі
8

4. Розрахунок відкритої циліндричної прямозубої передачі
14

5. Розрахунок валів
19

6. Вибір та перевірочний розрахунок підшипників
33

7. Підбір шпонок
39

8. Конструювання корпуса та кришки редуктора
42

9. Конструювання деталей передач
47

10. Змащування та складання редуктора
52

Список використаної літератури
56

1.ЗАГАЛЬНИЙ РОЗРАХУНОК ПРИВОДА

Завдання: Спроектувати привід до ланцюгового конвеєра (приводний елемент – зірочка), що складається з таких елементів: електродвигун, клинопасова передача, одноступеневий циліндричний прямозубий редуктор, відкрита циліндрична косозуба передача.

Тягове зусилля на приводному ланцюгу Ft = 4 кН; швидкість ланцюга v = 0,65 м/с; крок ланцюга p = 125мм; число зубців зірочки z = 9; термін служби привода Lh = 13 тис.год.
Схема привода:



Рис.1 Схема привода:

1 – електродвигун,

3 – клинопасова передача,

4 – редуктор циліндричний одноступеневий прямозубий,

5 – відкрита циліндрична косозуба передача;

6 – ланцюговий конвеєр.

Римськими цифрами позначені номера валів.


    1. Розрахункова потужність двигуна


Потужність Рв та частоту обертання вихідного вала n визначаємо за формулами:
Рв = ; n = ;
де Ft – тягове зусилля на приводному ланцюгу, H;

v – швидкість приводного ланцюга, м/с;

p – крок ланцюга приводної зірочки, мм;

z – кількість зубців приводної зірочки.
Рв = = 2,6 кВт.

Розрахункова потужність електродвигуна
Pp = Рв/ ;
де – коефіцієнт корисної дії приводу:


,
[2, (2.1)]


де = 0,96 – к.к.д. плоскопасової передачі;

– к.к.д. однотипної пари зубчастих коліс редуктора,

1 = 0,96 – к.к.д. закритої зубчастої циліндричної передачі;

1 = 0,94 – к.к.д. відкритої зубчастої циліндричної передачі; [2, Т6]

= 0,99 – к.к.д. однотипної пари підшипників кочення; [2, Т6]

n; m – кількість однотипних зубчастих коліс і кількість пар підшипників відповідно,

n1 = 1, n2 = 1, m = 3 (рис.1).
= 0,96·0,96 0,993 = 0,841.
Рр = 2,6/0,841 = 3,0 кВт.



    1. Вибираємо електродвигун 4А90L2У3 ближчої більшої номінальної потужності = 3,0 кВт, з частотою обертання ne = 2840 хв-1, з коефіцієнтом пускового моменту Кп = 2,1 , маховим моментом Тм = 0,014 Нм.



    1. Частота обертання ведучого елементу приводу


nв = = = 34,667 хв-1.
Загальне передаточне число приводу
u = = = 81,922.

    1. Розбивка передаточного числа


Приймаємо передаточне число для редуктора up = 6,3; відкритої циліндричної передачі uц = 4; тоді передаточне число клинопасової передачі буде:
uп = = = 2,56.



    1. Потужності на валах приводу:


PI = Рр = 3,0 кВт;
РІІ = РІ · · = 3,0 ·0,99 = 2,851 кВт;
РІІІ = РІІ · · = 2,851 0,99 = 2,71 кВт;
PIV = PIII· · = 2,71 0,99 = 2,522 кВт;


    1. Частота обертання валів


nI = ne = 2840 хв-1;
nII = = = 1109,375 хв-1;
nIII = = = 138,672 хв-1;
nIV = = = 34,668 хв-1;


    1. Крутні моменти на валах приводу


T1 = 9550 = 9550 = 10 Нм;
TII = 9550 = 9550 = 24,543 Нм;
TIII = 9550 = 9550 = 186,631 Нм;
TIV = 9550 = 9550 = 694,736 Нм.

  1. РОЗРАХУНОК КЛИНОПАСОВОЇ ПЕРЕДАЧІ



2.1 Початкові дані
Обертаючий момент на ведучому шківу: Т1 = ТІ = 10 Н м.

Обертаючий момент на веденому шківу: Т2 = ТІІ = 24,543 Н м.

Частота обертання ведучого шківа: n1 = nІ = 2840 хв-1.

Передаточне число передачі: u = uп = 2,56.
2.2 Вибір початкових параметрів
Відповідно до обертаючого моменту на веденому шківі вибрано пас профілю С/В по стандартах ISO/ГОСТ. Площа перерізу паса А= 230 мм2. Діаметр ведучого шківа d1= 200 мм. [2,стор.72,Т33]
2.3 Визначення швидкості паса
м/с (2.1)

умова виконується.
2.4 Визначення діаметра веденого шківа.
d2p = d1 · u = 200 · 2,56 = 512 мм. (2.2)
Вибрано ближче стандартне значення діаметра веденого шківа d2 = 500 мм.
2.5  Перевірка відхилення фактичного передаточного числа

(2.3)

де KS – коефіцієнт ковзання, KS = 0,01–0,02, прийнято KS = 0,02.

відхилення передаточного числа допустиме, оскільки не перевищує 5 % (коефіцієнт 0,05).

Таким чином, остаточно прийнято діаметр ведучого шківа d1 = 200 мм.

2.6 Міжосьова відстань передачі.
а = = мм. (2.4)
2.7 Кут обхвату на ведучому шківі.
, (2.5)
де (2.6)
, що допустимо.
2.8 Довжина паса
(2.7)



Прийнято ближче стандартне значення довжини паса: l = 2240 мм. [2, табл.Т35]
2.9 Кількість пробігів паса
(2.8)
2.10 Фактична міжосьова відстань


2.11 Допустимі напруження для паса
, (2.9)
де – коефіцієнти, які враховують різницю параметрів передачі порівняно зі стандартною по куту обхвату, швидкості паса та режиму роботи;
(2.10)
(2.11)



корисні напруження для стандартної передачі для перетину С/В.
МПа.


2.12 Розрахунок кількості пасів
; (2.12)
приймаємо більше ціле 1.
2.13 Сила тиску комплекту пасів на валі
Н. (2.13)
де МПа – початкове напруження в пасі без врахування відцентрових сил [1,табл. 8.17, с.195].

2.14 Кут відхилення сили тиску від лінії центрів передачі
(2.14)

2.15 Визначення розмірів шківів
Згідно [3,табл. 8.19, с.196] – С = 5,7 мм; е = 20,0 мм; t = 25,5 мм; S = 17,0 мм.

Кут канавки: на ведучому шківі на веденому шківі.

Ширина канавки, мм


мм. (2.15)
мм,
де розмір перерізу паса [1,табл. 8.16, с.195]. мм.

Зовнішній діаметр шківів
мм, (2.16)

мм. (2.17)

Внутрішні діаметри шківів
211,4 – 2·20 = 251,4 мм, (2.18)

511,4 – 2·20 = 471,4 мм. (2.19)
Ширина шківа
мм. (2.20)
2
Визначення розмірів пазу

С = 5,7 мм,

е = 20,0 мм,

t = 25,5 мм,

S = 17,0 мм, [3,таб.8.19,стор.196]

Кути канавки ;

ведучий шків φ1 = 360

ведений шків φ2 = 400

Ширина канавки

b = ар+2ctg(φ/2) = 22 мм;

При ар × h = 19 × 13,5 мм


.16 Конструктивні елементи ободів шківів

Рисунок 2.1 – Переріз обода шківа

3. РОЗРАХУНОК ЗАКРИТОЇ ЦИЛІНДРИЧНОЇ ПРЯМОЗУБОЇ ПЕРЕДАЧІ
3.1 Початкові данні
Обертаючий момент на швидкохідному валу редуктора Т1=ТІІ= 24,543 Н·м;

Обертаючий момент на тихохідному валу редуктора Т2=ТІІІ= 186,631 Н·м;

Частота обертання швидкохідного вала редуктора nI= nII= 1109,375 хв-1;

Частота обертання тихохідного вала редуктора nI= nIII= 138,672 хв-1;

Передаточне число редуктора U = 8,0.
3.1.2 Вибір матеріалів для виготовлення зубчатих коліс
Для виготовлення шестерні вибрано сталь 40ХН поліпшену з границею міцності , границею текучості , твердістю по Брінеллю

одиниць, прийнято одиниць, для виготовлення колеса вибрано сталь 40Х нормалізовану з границею міцності , границею текучості , твердістю по Брінеллю одиниць, прийнято одиниць, що забезпечує більшу міцність шестерні при однаковому матеріалі.
3.3 Розрахунок допустимих напружень

3.3.1 Допустимі контактні напруження
, (3.1)

де - границя контактної витривалості , МПа.

- коефіцієнт безпеки, прийнято =1,1.

Для шестерні
; (3.2)

;

Для колеса
; (3.3)

;
3.3.2 Допустимі напруження згину
, (3.4)

де - границя витривалості на згин, МПа;

- коефіцієнт безпеки, прийнято =1,7.
Для шестерні

. (3.5)

.

Для колеса

. (3.6)

.

3.4 Визначення кількості зубців шестерні
Число зубців шестерні
; (3.7)
прийнято ближче ціле число зубців неменше 17, Z1= 18.
3.5 Розрахунок міжосьової відстані
Міжосьова відстань
.; (3.8)
де - коефіцієнт навантаження по контактних напруженнях, попередньо

= 1,5…1,7, =1,6; - безрозмірний комплексний коефіцієнт ,

= 10000; - коефіцієнт відносної ширини, = , вибирається зі стандартного ряду = 0,4.
мм,
приймається ближча більша міжосьова відстань = 200 мм.
3.6 Максимально допустимий модуль зачеплення
мм, (3.9)
3.7 Нормальний модуль зачеплення
= (0,01…0,02) = (0,01…0,02) 200 = 2…4 мм , (3.10)

Приймаємо = 2,5 мм
3.8 Сумарна кількість зубців
= , (3.11)

де - кут нахилу зубців, Для прямозубих коліс = . Приймаємо 160.
3.9 Уточнена кількість зубців шестерні
, (3.12)

приймаємо = 18.
3.11 Кількість зубців колеса
160 – 18 = 142; (3.13)
Перевірка фактичного передаточного числа що відхилюється від проектного значення передаточного числа редуктора uP = 8,0 на  % (допустимо не більше 3 % за абсолютною величиною). Таким чином, відхилення допустиме. Остаточно прийнято z1 = 18, z2 = 142.
3.12 Розрахунок колового модуля
,5 мм.

Коловий модуль для прямозубих коліс не відрізняється від нормального.
3.13 Розрахунок основних розмірів зубчатої передачі
Ділильні діаметри

Шестерні

d1 = mt · z1 = 2,5 · 18 = 45 мм; (3.14)
Колеса

d2 = mt · z2 = 2,5 · 142 = 355 мм. (3.15)
Перевірка міжосьової відстані
а = 0,5(d1 + d2) = 0,5(45 + 355) = 200 мм. (3.16)
Діаметри кіл вершин

Шестерні

dа1 = d1 +·2mn = 45 + 2 · 2,5 = 50 мм; (3.17)

Колеса

dа2 = d2 +·2mn = 355 + 2 · 2,5 = 360 мм. (3.18)
Діаметри кіл впадин
Шестерні

df1 = d1 –·2,5mn = 45 – 2,5 · 2,5 = 38,75 мм; (3.19)

Колеса

df2 = d2 –·2,5mn = 355 – 2,5 · 2,5 = 348,75 мм. (3.20)
Ширина колеса

b2 = ·mп = 20 · 2,5 = 50 мм (3.21)

Шестерні

b1 = 1,1 · b2 = 1,1 · 50 = 55 мм (3.22)

Прийнято стандартне значення лінійного розміру b1= 55,0 мм.
3.14 Уточнення коефіцієнтів навантаження
Коефіцієнт навантаження по контактних напруженнях
(3.23)

Коефіцієнт навантаження на згин
, (3.24)
де , - коефіцієнти, які враховують розподіл навантаження між зубцями;

, - коефіцієнти розподілу навантаження по ширині вінця;

, - коефіцієнти динамічності навантаження.
Колова швидкість
м/с; (3.25)
діаметральний коефіцієнт відносної ширини
; (3.26)
Складові коефіцієнтів навантаження:
.
Коефіцієнти навантаження
КН = 1,04 · 1,028 · 1 = 1,07; КF = 1,15 · 1,13 · 1,25 = 1,62.

3.15 Перевірка контактних напружень
, (3.27)
де Ка = 10000 для прямозубих коліс.
МПа.

що задовольняє умові.


3.16 Розрахунок коефіцієнта форми зуба
Коефіцієнт форми зуба

(3.28)

де - еквівалентне число зубців,

, де z – дійсне число зубців, . (3.29)

Для шестерні

.
Для колеса

.
3.17 Вибір об’єкта розрахунку

Оскільки відношення менше для колеса, то об’єктом розрахунку є колесо,

3.18 Визначення коефіцієнтів кута нахилу та відносної ширини по модулю
Коефіцієнт кута нахилу Yβ = 1 (3.30)


Коефіцієнт відносної ширини по модулю = 10…20,

приймаємо = 20.

3.19 Перевірка напружень згину
Перевірка виконується згідно з визначеннями в п.3.16 для колеса з відповідними позначеннями параметрів.
МПа, (3.31)
49,5 МПа 258,8 МПа.

що гарантує міцність на згин.
3.20 Розрахунок сил в зачепленні
Колова сила:

Н. (3.32)

Радіальна сила:

, (3.33)
де α – кут зачеплення, α = 20 .
Н.

  1   2   3   4

скачати

© Усі права захищені
написати до нас