Детали машин2 / ДЕТАЛИ~1 / КУРСОВ~2

1.ТЕХНИЧЕСКИЕ ДАННЫЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

ДМ-02-5

Вариант №1

	5.5
D,мм	350
V,мм	0.4
В,мм	400
	0.8
	0.58

2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1 Выбор электродвигателя

Определение мощности на выходе Р_В

где - окружная сила на барабане в кН

-скорость конвейера в м/с

Определение общего КПД привода

где _ц=0,93 – КПД цепной передачи

_з.п=0,97 – КПД зубчатой передачи

_м=0,98 – КПД муфты

_п.к=0,995 – КПД опор приводного вала

Определение требуемой частоты электродвигателя Р_Э.ТР

Определение частоты вращения приводного вала n_B

где D_б - диаметр барабана в мм

Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя n_Э.ТР

где u_ц = 2 - передаточное число цепной передачи табл.

u_т = 3- передаточное число тихоходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора

= 3- передаточной число быстроходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора

По табл. выбираю электродвигатель:

12 МА 6: Р = 3кВт, n = 950об/мин

2.2 Уточнение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное отношение

Передаточное число цепи передачи u_ц = 2

Определяем передаточное число редуктора

Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора по формуле

Определяем передаточное число быстроходной ступени редуктора

2.3 Определение кинематических характеристик

2.3.1Определение частоты вращения на приводном валу

Определение частоты вращения быстроходной ступени

Определение частоты вращения промежуточной ступени

Определение частоты вращения тихоходной ступени

Определение частоты вращения барабана

2.3.2Определение угловой скорости на приводном валу

Определение угловой скорости на валу быстроходной ступени редуктора

Определение угловой скорости на валу промежуточной ступени редуктора

Определение угловой скорости на валу тихоходной ступени редуктора

Определение угловой скорости на валу рабочей машины

2.3.3Определение мощности на приводном валу

Определение мощности на валу быстроходной ступени редуктора

Определение мощности на промежуточной ступени редуктора

Определение мощности на тихоходной ступени редуктора

Определение мощности на валу рабочей машины

Определение вращающего момента на приводном валу

Определение вращающего момента на валу быстроходной ступени редуктора

Определение вращающего момента на валу промежуточной ступени редуктора

Определение вращающего момента на валу тихоходной ступени редуктора

Определение момента на валу электродвигателя

Таблица №1 «Силовые и кинематические параметры привода».

Тип двигателя 4 АМ132S4У3 ;
Номер и название вала	Параметр
	Частота вращения n, об/мин	Расчетная мощность Р, кВт	Угловая скорость , 1/с	Вращающий момент Т,
1 Двигателя	1440	6,16	150,72	40,87
2 Быстроходный	720	5,79	75,36	76
3 Промежуточный	211,14	5,61	22,09	253
4 Тихоходный	76,50	5,44	8,00	680
5 Рабочей машины	76,50	5,27	8,00	658
Параметр	Тип передачи
	Закрытая (редуктор)	Открытая (цепная)	Тихоходная	Быстроходная
Передаточное число u	9,42	2	2,76	3,41
КПД 		0,97

3. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ОТКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ

3.1 Проектный расчет

3.1.1. Определяем шаг цепи p,мм:

Принимаем р равный 38.1

3.1.2. Определяем число зубьев ведомой звездочки

Принимаем равное51

3.1.3. Определяем фактическое передаточное число U_ф и проверяем его отклонение U от заданного U:

мм

2%  3% - что удовлетворяет условию

3.1.4. Определяем оптимальное межосевое расстояние , мм:

где р- стандартный шаг цепи,

тогда,

3.1.5. Определяем число звеньев цепи :

Принимаем

3.1.6. Уточняем значение межосевого расстояния в шагах:

3.1.7. Определяем фактическое межосевое расстояние :

где:-монтажное межосевое расстояние

3.1.8. Определяем длину цепи :

:

3.1.9.Определяем диаметры звездочек ,мм

Диаметр делительной окружности:

• Ведущей звездочки

• Ведомой звездочки

Диаметр окружности выступов:

• Ведущей звездочки

• Ведомой звездочки

,

где К = 0.7-коэффициент высоты зуба,

-коэффициент числа зубьев:

-ведущей звездочки

-ведомой звездочки

-геометрическая характеристика зацепления

(-диаметр ролика шарнира цепи- табл. К32)

Диаметр окружности впадин

• Ведущей звездочки

• Ведомой звездочки

3.2 Проверочный расчет

3.2.10.Проверяем частоту вращения меньшей звездочки ,об/мин

где: -частота вращения тихоходного вала редуктора, об/мин

-допускаемая частота вращения

- что удовлетворяет условию.

3.2.11. Проверяем число ударов цепи о зубья звездочек U, с^-1:

-что удовлетворяет условию.

3.2.12. Определяем фактическую скорость цепи

3.2.13. Определяем окружную силу, передаваемую цепью

3.2.14. Проверяем давление в шарнирах цепи

-площадь проекции опорной поверхности шарнира.

-что удовлетворяет условие.

3.2.15. Проверяем прочность цепи :

-предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, где:

-коэффициент провисания,

-межосевое расстояние, м

-ускорение свободного падения

-натяжение цепи от центробежных сил

-выбираем из табл. равным 8

3.2.16. Определяем силу давления цепи на вал F_оп, Н:

-коэффициент нагрузки вала

3.2.17. Табличный ответ:

Табл. «Проектный расчет»

Параметр	Значение
Тип ПР-38.1-12700
p,мм	38.1
a,мм	1535.43
l,мм	4533.9
l p,мм	119
z1	25
z2	51
Fop,Н	6160.83
de1,мм	337.59
de2,мм	687.58
De1,мм	358.5
De2,мм	709.4
Di1,мм	329.71
Di2,мм	681.06

Табл. «Проверочный расчет»

Параметр	Допускаемое значение	Расчетное значение
n1	393.7	76.5
U	13.33	1.07
S	8	25.4
pц	32	27.42

4. СИЛОВОЙ И ПРОЧНОСТНОЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ, ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОСНОВНЫХ ПАРАМЕТРОВ.

4.1 Расчет тихоходной ступени

4.1.1 Выбор материала колес редуктора

Для колес тихоходной передач выбираю материал сталь 40ХН.

Для шестерни передач выбираю термическую обработку - улучшение с твердостью , и .

Для колеса передач выбираю термическую обработку – улучшение с твердостью , и .

Твердость материалов шестерен и колес выбирается из табл.

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, млн. циклов и

млн. циклов

из табл.

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

, где - частота вращения вала, L_h – срок службы привода

циклов

, значит

, значит

б) По табл. определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений N_H0.

в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .

Определяем допускаемое напряжение изгиба

а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.

, где = 4*10⁶ – число циклов перемены напряжений для всех сталей.

N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

циклов

N_F1 > N_F0

> 4*10⁶  K_FL1=1

N₂ > N_F0

> 4*10⁶  K_FL2=1

б) Допускаемое напряжение изгиба []_F0, соответсвующее пределу изгибной выносливости при числе цикловперемены напряжений N_F0 (по табл.).

[]_F01 = 1,03*HB_ср = 1,03*285,5 = 294, 07 Н/мм²

[]_F02 = 1,03*HB_ср = 1,03*248,5 = 255, 96 Н/мм²

в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]_F1 и колеса []_F2.

[]_F1 = K_FL1*[]_F01/S= 1*294,07/1.65 = 178, 22 Н/мм²

[]_F2 = K_FL2*[]_F01/S =1*255,96/1.65 = 155, 12 Н/мм²

4.1.3Проектный расчет

1. Определяем межосевое расстояние.

Степень точности зубчатой передачи назначаем по табл. Передача низкой степени точности 9.

, где

К_a=43, т. к. колесо прямозубое

_ba – коэффициент ширины

_ba = 0,4

K_H – коэффициент нагрузки

К_Н = К_Н  К_Н  К_Н , где

К_Н – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения

К_Н = 1,06 из табл.

К_Н - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_Н =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^o – коэффициент в начальный период приработки

К_Н^o= 1,05 из табл.

К_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев

К_Нw = 0,26 из табл.

К_Н =1+(1,05-1) 0,26 = 1,01

К_Н - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нα =1+(К_Н^о-1) К_Нw , где

К_Н^о = 1 + 0,06(n_ст – 5)

К_Н^о = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24

К_Нα =1+(1,24-1) 0,26 = 1,06

округляем полученное расстояние до a_w = 168 мм

2. Определяем модуль передачи m, мм:

K_m = 5,8 ^. 10³ – вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

[]_F2 = 155,12 Н/мм²

-делительный диаметр колеса

-ширина венца колеса

Принимаем значение m, согласуя его со стандартным  m = 3,0.

3.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач:

4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Принимаем равное 110

5. Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:

6. Определяем число зубьев шестерни по формуле

Принимаем равное 29

7. Определяем число зубьев колеса по формуле

8. Определяем фактическое передаточное число u_ф и проверяем его отклонение U от заданного U:

u_ф = z₂/z₁

u_ф = 81 / 29 = 2,79

9.Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм:

10. Определяем фактические основные геометрические параметры передачи, мм:

10.1. Диаметры колёс.

Делительные диаметры d:

- шестерня

– колесо

d₂ = 3 · 81· cos12.04 = 247.44 мм

Диаметры d_a и d_f окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

d_a1 = d₁ + 2 ^. m

d_a1 = 88.56 + 2 · 3 = 94,56 мм

d_f1 = d₁ – 2,4 ^. m

d_f1 = 88.56 – 2,4 · 3 = 81.36 мм

d_a2 = d₂ + 2 ^. m

d_a2 = 247.44 + 2 · 3 = 253.44 мм

d_f2 = d₂ – 2,4 ^. m

d_f2 = 247.44 – 2,4 · 3 = 240.24 мм

Проверочный расчет

11.Проверяем межосевое расстояние, мм:

12.Проверяем пригодность заготовок колес:

Размеры заготовок

D_заг = d_a1 + 6

D_заг1= 94,56 + 6 = 100,56 мм

D_заг2= 253.44 + 6 = 259.44 мм

S_заг = b₂ + 4

S_заг1= 70 + 4 = 74 мм

S_заг2= 67 + 4 = 71 мм

Удовлетворяет условие.

13. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2