1. ЗАДАНИЕ 2

2

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 2

2.1 Выбор электродвигателя. 2

2.2 Определение передаточных чисел привода. 3

2.3 Определение угловых скоростей и вращающих моментов на каждом валу 3

2.4 Определение вращающих моментов на валах 3

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ 3

3.1 Расчет тихоходной ступени 3

3.2 Расчет быстроходной ступени 6

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 8

4.1 Проектный расчет. 8

4.2 Проверочный расчет 9

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ 9

5.1 Расчет диаметров ведущего вала. 9

5.2 Расчет диаметров промежуточного вала. 9

5.3 Расчет диаметров ведомого вала 10

6. ВЫБОР МУФТЫ 10

7. КОНСТРУКТИВНЫЕ РАЗМЕРЫ ШЕСТЕРНИ, КОЛЕСА И КОРПУСА РЕДУКТОРА. 10

7.1 Быстроходная ступень. 10

7.2 Тихоходная ступень. 10

7.3 Корпус редуктора. 10

8.РАСЧЕТ ВАЛОВ 11

8.1 Расчет быстроходного вала 11

8.1.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 11

8.1.2 Проверочный расчет вала 12

8.2 Расчет промежуточного вала 14

8.2.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 14

8.2.2 Проверочный расчет вала 15

8.3 Расчет тихоходного вала 17

8.3.1 Определение реакций опор и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 17

8.3.2 Проверочный расчет вала 18

9. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 20

9.1 Быстроходный вал. 20

9.2 Промежуточный вал. 20

9.3 Тихоходный вал. 20

10. РАСЧЕТ ШПОНОК 21

11. СМАЗКА, ГЕРМЕТЕЗАЦИЯ, ВЕНТИЛЯЦИЯ 22

12. СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 22

1. Задание

F_t=5500 Н

V=0,7 м/с

D=325 мм

B=450 мм

Срок службы – 5 лет

K_сут=0,58

К_год=0,8

2. Кинематический расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя.

2.1.1 Определение мощности на выходе Р_В

где - окружная сила на барабане в кН

-скорость конвейера в м/с

2.1.2 Определение общего КПД привода

где _р=0,96 – КПД открытой ремённой передачи табл.1.1 /1/ с.7

_ц=0,96 – КПД зубчатой цилиндрической передачи табл.1.1 /1/ с.7

_м=0,98 – КПД муфты табл.1.1 /1/ с.6

_оп=0,99⁴ – КПД опор приводного вала табл.1.1 /1/ с.6

2.1.3 Определение требуемой мощности электродвигателя Р_Э.ТР

2.1.4 Определение частоты вращения приводного вала n_B

,

где D_б - диаметр барабана в мм

2.1.5 Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя n_Э.ТР

где u_р = 3 - передаточное число ремённой передачи табл. 1.2 /1/ с.8

u_т = 5 - передаточное число тихоходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора табл. 1.2 /1/ с.7

= 5 - передаточной число быстроходной ступени цилиндрического двухступенчатого редуктора табл. 1.2 /1/ с.7

2.1.6 По табл. 24.9 /2/ выбираю электродвигатель:

АИР100L2: Р = 5.5 кВт, n = 2850 мин^-1.

2.2 Определение передаточных чисел привода.

2.2.1 Определяем общее передаточное отношение

2.2.2 Передаточное число ремней передачи u_р = 3

2.2.3 Определяем передаточное число редуктора

2.2.4 Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора по формуле

табл.1.3 /1/ с.8

2.2.5 Определяем передаточное число быстроходной ступени редуктора

2.3 Определение угловых скоростей и вращающих моментов на каждом валу

2.3.1 Частота вращения приводного вала

n_выхода=40.1 об/мин

2.3.2 Частота вращения вала колеса тихоходного вала

n_т=n_выхода=40.1 об/мин

2.3.3 Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени

n_1Т(n_2Б)=n_2Т∙u_Т=40.1∙4.4=176.44 об/мин

2.3.4 Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

n_1Б=n_2Б∙u_Б=176.44∙5.4=950 об/мин

2.3.5 Частота вращения вала двигателя

n_двиг=n_1Б∙u_рем=950∙3=2850 об/мин

2.4 Определение вращающих моментов на валах

2.4.1 Вращающий момент на тихоходном валу

Н∙м

2.4.2 Вращающий момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора

Н∙м

2.4.3 Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени редуктора)

Н∙м

2.4.4 Вращающий момент на валу шестерни быстроходной ступени редуктора

Н∙м

2.4.5 Вращающий момент на валу двигателя

Н∙м

3. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1 Расчет тихоходной ступени

3.1.1.Выбор материала колес зубчатой пары

Выбираем Сталь 40ХН. Назначаем то – улучшение с твердостью шестерни НВ₁=285.5 и твердостью колеса НВ₂=248.5

3.1.2.Определение допускаемых контактных напряжений

а)определяем ресурс привода L_h

L_h=365LK_год24K_сут=365∙5∙0,8∙24∙0,58=20,3∙10³ ч,

где L – срок службы, K_год – коэффициент годового использования передачи, K_сут – коэффициент суточного использования передачи

б)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2 по формулам и

где N₁ – наработка шестерни, N₂ – наработка колеса, исм. п.2.3.

N₁>N_HO1=25∙10⁶, значит K_HL1=1

N₂>N_HO2=16,5∙10⁶, значит K_HL2=1

где N_HO – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (см. табл.3.3 /2/)

в)определяем допускаемое контактное напряжение и, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряженийN_HO1 и N_HO2

Н/мм²

Н/мм²

г)определяем допускаемые контактные напряжения

Н/мм²

Н/мм²

Так как Н/мм² < , значитН/мм²

3.1.3.Определение допускаемых напряжений изгиба

а)определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колеса K_FL2

N₁>N_FO=4∙10⁶, значит K_FL1=1

N₂>N_FO=4∙10⁶, значит K_FL2=1

б)определяем допускаемое напряжение изгиба и, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряженийN_FO1 и N_FO2

Н/мм²

Н/мм²

в)определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

Н/мм²

Н/мм²

3.1.4 Межосевое расстояние

мм

K=10 – коэффициент, зависит от твердости шестерни и колеса стр 17 /1/

3.1.5 Окружная скорость

м/с

Назначаем 8-ю степень точности передачи табл 2.4 /1/

3.1.6. Уточняем межосевое расстояние по формуле

K_а = 410 - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

- коэффициент нагрузки

табл. 2.6 /1/ - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагрузки

- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

- коэффициент ширины

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Выбираем стандартное число a_w=180 мм

3.1.7 Ширина венца колеса и шестерни

b₄=ψ_baa_w=0.3∙180=54 мм

Принимаем b=55 мм

b₃=b₄+5=55+5=60 мм

3.1.8 Минимальное значение модуля зацепления

мм

-вспомогательный коэффициент для косозубых передач

3.1.9 Максимальное значение модуля

мм

Принимаем по стандартному ряду m=2 мм

3.1.10 Угол наклона зубьев

3.1.11 Суммарное число зубьев шестерни и колеса

3.1.12 Действительная величина угла наклона зубьев

3.1.13 Число зубьев шестерни

3.1.14 Число зубьев колеса

3.1.15 Фактическое передаточное число

;

3.1.16 Основные геометрические размеры передачи

3.1.16.1 Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=66.7+2∙2=70.7 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.5m=66.7-2.5∙2=61.7 мм

3.1.16.2. Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=293.3+2∙2=297.3 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.5m=293.3-2.5∙2=288.3 мм

3.1.17 Проверка межосевого расстояния a_w=(d₁+d₂)/2=(66.7+293.3)/2=180 мм

3.1.18 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

МПа

3.1.19 Силы в зацеплении

а) окружная F_t2=2·10³T_1T/d₁=2·10³·170.22/66.7=5104 Н

б) радиальная F_r2=F_t2·tgα/cosβ=5104·tg20/cos8.36=1877.6 Н

в) осевая F_a2=F_t2·tgβ=5104·tg8.36=750 Н

3.1.20 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

МПа

Y_FS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Y_β=1-βº/100=1-8.36/100=0.9164 – коэффициент учитывающий наклон зуба

Y_ε=0.65

б) в зубьях шестерни

Y_FS1=3.75 - коэффициент формы зуба шестерни