Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Украинская государственная академия железнодорожного транспорта

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Падун А.О ДМ.doc

Скачиваний:

Добавлен:

01.04.2025

Размер:

1.27 Mб

Скачать

☆

1 / 61 2 3 4 5 6 > Следующая >>>

Содержание

1. Кинематический и энергетический расчет привода 3

2. Расчет передач 6

2.1. Расчет косозубой цилиндрической передачи 6

2.2 Расчет косозубой цилиндрической передачи 12

2.3 Расчет цепной передачи. 18

3. Расчет основных элементов редуктора 21

3.1 Конструирование шестерни и колеса косозубой цилиндрической передачи 21

3.2 Конструирование шестерни и колеса косозубой цилиндрической передачи 22

3.3 Конструирование элементов корпуса редуктора 22

4. расчет валов 24

4.1 Ориентировочный расчет валов 24

4.2 Проверочный расчет выходного вала 26

5. Расчет шпоночных соединений. 32

6. Выбор подшипников 33

7. Выбор муфты 35

8. Описание системы смазки 36

9. Литература 37

Исходные данные:

Тяговое усилие на барабане F_t= 6500 Н

Окружная скорость барабана V= 0,75 м/с

Диаметр барабана D = 500 мм

Режим работы 0

Суммарное время работы 20000 часов

1 – электродвигатель

2 – муфта

3 – червячная передача

4 – цилиндрическая косозубая передача

5 – цепная передача

6 – барабан.

1. Кинематический и энергетический расчет привода

Мощность привода:

где  – КПД привода:

 =  _муфт  _зп  _цеп  _подш,

где  _цил = 0,97 – КПД цилиндрической передачи,

 _муфт = 0,99 – КПД муфты,

 _цеп = 0,95 – КПД зубчатой передачи,

Предварительная мощность привода:

кВт.

Частота вращения барабана:

мин^–1.

Приближенное передаточное отношение привода:

u^/= u_р  u_цеп,

Общее передаточное отношение в редукторе по ступеням:

u_р^/= u₁  u₂,

цилиндрическая передача

передаточное отношение редуктора принимаем u_p= 16,

Принимаем передаточное отношение цепной передачи, u^/_цеп= 2.

Предварительная частота вращения двигателя:

мин^–1.

По таблице выбираем двигатель серии А4 тип 4А112М/1455, мощность P = 5,5 кВт, частота вращения 965 мин^–1.

Действительное передаточное отношение:

Действительное передаточное отношение цилиндрической передачи:

Действительное передаточное отношение цепной передачи:

Мощности на валах:

кВт,

кВт.

Частота вращения валов:

мин^–1,

Крутящий момент на валу электродвигателя:

где _д –угловая скорость двигателя:

с^–1,

Нм.

Крутящие моменты на валах:

Нм,

Нм.

Таблица 1

Вал	P, Вт	n, мин^–1	T,кН·м	u	
I	5,5	965	54,5	3,6 4,7 2	0,99 0,97 0,97 0,95
II	5,45	965	54,5
III	5,29	268	190,3
IV	5,13	57	867,6
V	4,87	28,5	1648,4

2. Расчет передач

2.1. Расчет косозубой цилиндрической передачи

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу P₁= 5,29 кВт,

частота вращения ведущего вала

ведущего n₁= 268 мин ^–1,

ведомого 57 мин ^-1,

крутящий момент на ведущем валу 190,3 кН·м

крутящий момент на ведомом валу 867,6 кН·м

передаточное отношение u = 4,7,

Выбор материалов шестерни и колеса при индивидуальном производстве:

для изготовления шестерни и колеса выбираем сталь 40Х, термообработка:

для шестерни – улучшение 260...280 HB:

для колеса– улучшение 230...260 HB:

твердость шестерни HB₁= 270HB

твердость колеса HB₂= 260HB

предел прочности _B = 950 МПа,

предел текучести _T= 700 МПа,

Предел контактной выносливости:

шестерни

МПа,

колеса

МПа,

Коэффициент безопасности:

Базовое число циклов:

для шестерни при твердости при HB₁= 280 циклов,

для колеса при твердости при HB₂= 260 циклов.

Суммарное число циклов:

шестерни ,

где t_ – срок службы передачи

часов.

циклов.

колеса ,

циклов.

Коэффициент, учитывающий режим работы (0 – постоянный):

Эквивалентное число циклов:

шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:

шестерни

принимаем ,

колеса

принимаем ,

Допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа.

Так как , то МПа.

Предел выносливости при изгибе:

шестерни

МПа,

колеса

МПа,

Коэффициент безопасности:

Базовое число циклов:

циклов,

Коэффициент, учитывающий режим работы (0 – постоянный):

Эквивалентное число циклов:

шестерни

циклов,

колеса

циклов,

Коэффициент долговечности:

шестерни

принимаем ,

колеса

принимаем ,

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни

МПа,

для колеса

МПа,

Допускаемые напряжения для проверки статической прочности при перегрузках:

по контактным напряжениям ,

МПа,

по напряжениям изгиба ,

МПа,

МПа.

Приведенные модуль упругости для стальных колес E_np = 2,110⁵ МПа.

Коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния 0,4 (HB₁< 350HB, HB₂< 350HB).

Коэффициент ширины относительно диаметра шестерни:

Коэффициент концентрации нагрузки = 1,03 (при и IV схема).

Межосевое расстояние:

мм.

По стандарту принимаем a_w = 180 мм.

Ширина колеса:

мм.

Коэффициент ширины колеса относительно модуля (по таблице 8.5 1 для обычных передач при HB 350)

25.

Модуль зубьев

мм.

По стандарту принимаем m_n = 3 мм.

Делительные диаметры:

шестерни

мм,

колеса

мм.

Коэффициент осевого перекрытия _ = 1,2 (по рекомендациям §8.7 1).

Угол наклона зуба:

Число зубьев шестерни:

Число зубьев колеса:

Угол наклона зуба по межосевому расстоянию:

Окружная скорость:

м/с.

Степень точности 9

Коэффициент динамической нагрузки = 1,03

Коэффициент расчетной нагрузки:

Коэффициент торцевого перекрытия:

Коэффициент повышения прочности по контактным напряжениям:

где К_Н_– коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев, К_Н_ = 1,13 (по табл. 8.7 1 при 9-1 степени точности и окружной скорости меньше 5 м/с),

Угол зацепления  =20^0.

Контактные напряжения:

МПа.

Так как _H = 493 МПа < _H = 536 МПа, следовательно контактная прочность достаточна

Эквивалентное число зубьев

для шестерни ,

для колеса ,

Коэффициент формы зуба:

Y_F₁= 4.3

Y_F₂= 4.3

Отношение

Расчет выполняем по колесу, т.к. .

Коэффициент неравномерности нагрузки одновременно зацепляющихся пар зубьев при изгибе K_F_ = 1,35 (по табл. 8.7 1 при 9-1 степени точности и окружной скорости меньше 5 м/с).

Коэффициент динамической нагрузки = 1,04.