- •2.1.Содержание
- •1.Кинематическая схема привода ленточного конвейера
- •2. Выбор электродвигателя
- •3. Определение передаточных чисел привода
- •4.Определение мощности,крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
- •2.7.Проектный расчёт редуктора
- •I. Расчёт тихоходной ступени редуктора.
- •I. Расчёт бычтроходной ступени редуктора.
- •2.10.Определение диаметров валов
- •2.12.Расстояния между деталями передачи
- •2.13. Расчет шпоночного соединения
- •3Расчет подшипников
- •Проверочный расчет валов на прочность
- •2.20.Список используемой литературы
3. Определение передаточных чисел привода
Определяем общее передаточное число привода:
4.Определение мощности,крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Определение мощности
,
, мощности на соответству-
, ющем валу
Определение частоты вращения
,
, частоты вращения валов
,
Определение моментов
,
,
,
Результаты расчётов заносим в таблицу:
Вал |
Мощность Р,кВт |
Частота вращения n, об/мин |
Крутящий момент Т, Нм |
1 |
1,5 |
702 |
20,1 |
2 |
1,45 |
159,3 |
88,2 |
3 |
1,4 |
45,85 |
292 |
4 |
1,37 |
45,85 |
285 |
2.7.Проектный расчёт редуктора
I. Расчёт тихоходной ступени редуктора.
Материал колеса– сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, шестерни – улучшение, тогда по таблице 3.1 литературы 1 имеем:
для шестерни: , ;
для колеса: , , ;
где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, и – предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.
Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы №3: ;
Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 лит. 1 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .
Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:,
ресурс передачи; и – частота вращения шестерни и колеса соответственно; и – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
Получим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:
где – коэффициенты приведения на контактную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость
где – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 лит. 1 находим, что , , , , , , , где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; – средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.
Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:
, ,
, ,
Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений для колеса или шестерни: .
Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам: и , где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле, здесь – коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; – передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; – коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.
Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:
, где – частота вращения тихоходного вала, – крутящий момент на тихоходном валу, – передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где – передаточное число данной ступени редуктора; – допускаемое контактное напряжение; – крутящий момент на валу зубчатого колеса; – коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.
Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636–69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=100 мм.
Определяем рабочую ширину венца:. Ширина шестерни: .
Вычислим модуль передачи по формуле , где – изгибное напряжение на колесе; ,
Тогда
Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:
Z2=104
Найдём фактическое передаточное число передачи:
.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:
, где Т3 – крутящий момент на валу колеса; – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно
.
Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:
, Радиальная сила: