- •Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
- •Расчет зубчатых колес редуктора.
- •Предварительный расчет валов редуктора.
- •Конструктивные размеры шестерни и колеса.
- •Конструктивные размеры корпуса редуктора.
- •Первый этап компоновки редуктора.
- •Проверка долговечности подшипников.
- •Построение эпюр.
- •Второй этап компоновки.
- •Проверка прочности шпоночных соединений.
- •Уточненный расчет валов.
- •Вычерчивание редуктора.
- •Выбор сорта масла.
- •Сборка редуктора.
- •Допуски и посадки.
Министерство образования и науки Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего профессионального образования
«Ивановский государственный энергетический университет
имени В.И. Ленина»
Кафедра теоретической и прикладной механики.
РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовому проекту по прикладной механике. Вторая часть.
Тема проекта: Проектирование привода к вертикальному валу
цепного конвейера
Выполнил: студент гр. 3-75
Беляев А.Н.
Иваново 2015.
Техническое задание №2
на проектирование привода
Кинематическая схема привода:
-
Электродвигатель
-
Муфта
-
Редуктор
Исходные данные |
|
Мощность на тих. валу – NT, кВт |
11 |
Частота вращения тих .вала – ωT, рад/с |
48 |
Коэффициент перегрузки |
1.9 |
Срок службы привода в годах |
5 |
Число смен работы за сутки |
3 |
-
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
По таблице 1.1 («Курсовое проектирование деталей машин», Чернавский С.А., стр.5) примем:
Требуемая мощность электродвигателя вычисляется по формуле ,
где - коэффициент полезного действия привода, определяемый по формуле:
КПД пары конических зубчатых колес .
КПД потери на трение в опорах .
Общий КПД .
Требуемая мощность электродвигателя:
Частота вращения тихоходного вала:
По таблице П1 приложения по требуемой мощности P = 11.58 кВт выбираем электродвигатель 4A160S4Y3 асинхронный серии 4A, закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения nсинх. = 1500 об/мин. с мощностью Pдв. = 15 кВт и скольжением s = 2.3 % (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения вала двигателя:
Угловая скорость двигателя:
Передаточное число:
По ГОСТ 2185-66 выбираем .
Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора:
ведущего вала:
ведомого вала:
Вращающие моменты на валах:
на валу шестерни:
на валу колеса:
Вал |
N, кВт |
n, об/мин |
ω, рад/с |
T, Н∙м |
1 |
11.58 |
1465.5 |
153.5 |
97.7 |
2 |
11 |
412.8 |
43.2 |
329.5 |
-
Расчет зубчатых колес редуктора.
-
-
Выбор материала и термообработки.
-
Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с термообработкой - улучшение. Примем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 270; для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью HB 245.
-
Проектировочный расчет.
По табл. 3.2 («Курсовое проектирование деталей машин», Чернавский С.А., стр.34) принимаем для колеса предел контактной выносливости:
Срок службы привода в часах:
Число циклов нагружений зубьев колеса:
Базовое число циклов для материала колеса:
Коэффициент долговечности:
Следовательно, при длительной эксплуатации коэффициент долговечности kHL = 1. Примем коэффициент безопасности [SH] = 1.15.
Допускаемые контактные напряжения:
Коэффициент kHB при консольном расположении шестерни равен 1.35 (по табл. 3.1). Принимаем по ГОСТ 12289-76 коэффициент ширины зубчатого венца = 0.285.
Внешний делительный диаметр колеса:
где Kd = 99 (для прямозубых передач).
Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение .
Число зубьев шестерни рекомендуется выбирать из интервала 18 … 32. Примем число зубьев шестерни .
Число зубьев колеса . Примем . Тогда .
Отклонение от заданного , что меньше установленных ГОСТ 2185-66 допустимых 3%.
Внешний окружной модуль:
Внешний делительный диаметр шестерни:
Углы делительных конусов (по табл. 3.11):
Внешнее конусное расстояние Re и длина зуба b:
Принимаем b = 47 мм.
Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):
Средний делительный диаметр шестерни:
Средний окружной модуль:
Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру (по формуле 3.8):
Средняя окружная скорость колес:
Примем 7-ю степень точности, т.к. для конических передач обычно принимают 7-ю степень точности.
-
Силы в зацеплении.
Силы в зацеплении (по формулам 8.6 и 8.7):
окружная сила:
радиальная сила для шестерни, равная осевой для колеса:
где - угол зацепления = 20 º (по ГОСТ 13755-81).
осевая сила для шестерни, равная радиальной для колеса:
-
Проверочный расчет на контактную выносливость.
Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки:
По табл. 3.5 при = 0.62, при консольном расположении колес и твердости HB < 350 коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, - = 1.24.
Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями - = 1 (по табл. 3.4).
Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении для прямозубых колес при ≤ 5 м/с, - = 1.05 (по табл. 3.6).
Таким образом:
Проверяем контактное напряжение:
-
Проверочный расчет на контактную статическую прочность при пиковой нагрузке.
Расчетные контактные напряжения при пиковой нагрузке определяем по формуле 3.21:
где - коэффициент перегрузки (задан в условии).
Допускаемое контактное напряжение при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением.
где предел текучести для Стали 40Х при диаметре заготовки > 160 мм. = 540 МПа.
условие прочности выполняется.
-
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
здесь = 0.85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности конической прямозубой передачи по сравнению с цилиндрической:
где = 1.4 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба, берется по табл. 3.7 при = 0.62, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB < 350;
= 1.45 - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, для прямозубых колес при твердости HB < 350, скорости = 5.8 м/с и 7-й степени точности (см. табл. 3.8) (значение взято для 8-й степени точности в соответствии с указанием на стр. 53).
Коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:
для шестерни:
при этом = 3.88;
для колеса:
при этом = 3.6.
Допускаемое напряжение при проверке зубьев на изгиб:
Предел выносливости при изгибе по табл. 3.9 для стали 40Х улучшенной при твердости < 350 -
для шестерни:
для колеса:
Коэффициент запаса прочности:
где = 1.75 (по табл. 3.9) - учитывает нестабильность механических свойств;
для поковок и штамповок = 1.
Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:
для шестерни:
для колеса:
для шестерни отношение:
для колеса:
Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к. полученное отношение для него меньше.
Проверяем зуб колеса:
-
Проверочный расчет на изгибную статическую прочность при пиковой нагрузке.
Расчетные изгибные напряжения при пиковой нагрузке:
Допускаемые изгибные напряжения при действии максимальной нагрузки для стальных колес с улучшением:
условие прочности выполнено.
Таким образом все условия прочности выполняются.