Добавил:

Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.

Вуз:

Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И.Носова

Предмет:

[НЕСОРТИРОВАННОЕ]

Файл:

Специальная часть .rtf

Скачиваний:

Добавлен:

07.07.2019

Размер:

10.92 Mб

Скачать

☆

1 / 51 2 3 4 5 > Следующая >>>

2. Специальная часть

2.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

/По таб. 1.1 с. 51/Ч// примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колёс η₁= 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, η₂ = 0,99; КПД открытой цепной передачи η₃ = 0,92; КПД, учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, η₄= 0,99.

Общий КПД привода

η = η₁ η₂² η₃ η_4;

η =

Мощность на валу барабана

Р_б = F_лv_л;

Р_б = 6,86 х 1,68 = 11,52кВт.

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр = ;

Р_тр = = 13,16кВт

Угловая скорость барабана

ω_б= ;

ω_б= = 5,09

Частота вращения барабана

n_б = ;

n_б = = 48,63

По /таб. П1 с. 390 /Ч// примем по Р_тр = 13,16кВт; выбираю электродвигатель трёхфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М6 У3, с параметрами Р_ном = 15 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523 - 81).

Номинальная частота вращения

n_дв= n₁= n _ном (1 - );

n_дв = 1000

ω_дв =

ω_дв

Проверяем общее передаточное отношение :

i =

Частные передаточные числа:

для редуктора выбираем из стандартного ряда по ГОСТу 2185 – 66;

U = 2; 2,5; 3,5; 4; 5; 6,3;

для цепной передачи

U_ц = /с. 36 /Ч//

Принимаю:

U_р = 6,3, тогда U_ц = ;

U =

Частота вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	n₁ = n_дв = 974 об/мин	ω₁= ω_дв= 101,94 рад/с
Вал С	n₂ =	ω₂=
Вал А	n_б= 48,63 об/мин	ω_б= 5,09 рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Т₁ =

На валу колеса

Т₂ = Т₁ U_р =

2.2 Расчёт зубчатых колёс редуктора.

Выбираем материал.

Для шестерни:

Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ = 230.

Для колеса:

Сталь 45, термическая обработка – улучшение, твёрдость НВ = 200.

Допускаемые контактные напряжения:

[ ] = , где

– предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По /таб. 3.2 с. 34/Ч// для углеродистых сталей с твёрдостью поверхностей зубьев менее НВ = 350 и термической обработкой (улучшением)

= 2НВ + 70;

K_HL – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL= 1; коэффициент безопасности [S_H] = 1,10.

[ ] = 0,45 ([ ] + [ ]);

Для шестерни

[ ] =

[ ]

Для колеса

[ ] =

[ ]

Тогда расчётное допускаемое контактное напряжение

] = 0,45 (482 + 428) = 410 Мпа.

Требуемое условие ] 1,23 [ ] выполнено.

Коэффициент К_Н_β, не смотря на симметричное расположение колёс относительно опор, примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев.

Принимаем предварительно по /таб.3.1 с. 32/Ч// как в случае несимметричного расположения колёс, значение К_Н_β = 1,25.

Принимаем для косозубых колёс коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Межосевой расстояние:

a_w = K_a (u + 1) , где

K_a = 43 /с.32/Ч//

U_р = 6,3

= 1 1,15 /таб. 3.1 с 32/Ч//

= 0,25 0,40

a_w = 43(6,3 + 1)

a_w = 313,9 0,73 = 229,15

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 a_w = 250мм.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

m_n = (0,01 0,02) a_w_;

m_n = (10,01 0,02) 250 = 2,5 5;

1 ряд: 2,5; 3; 4.

2 ряд: 2,75; 3,5; 4 ,5.

Принимаю m_n = 3мм.

Принимаю угол наклона зубьев β = 10 и определим число зубьев шестерни и колеса.

Z₁ = ;

Z₁ =

Принимаем

Z₁ = 22; тогда Z₂ = Z₁

Z₂= 22

Уточнённое значение угла наклона зубьев

cos β = =

β = 14 ,6`

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные

d₁ = Z₁;

d₁ =

d₂ = Z₂;

d₂ =

Проверка:

a_w =

a_w

Диаметры вершин зубьев:

d_a₁ = d₁+2

d_a1= 68,32+3

d_a2 = d₂+2

d_a2 = 431,67+2

Диаметры впадин зубьв

d_f₁ = d₁-2,5

d_f1 = 68,32-2,5

d_f2 = d₂-2,5

d_f2 = 431,67-2,5

Ширина колеса

b₂ = ψ_baa_w_;

b₂ = 0,3

Ширина шестерни

b₁ = b₂+5;

b₁ = 80мм

Определим коэффициент ширины шестерни по диаметру

ψ_bd =

ψ_bd

Окружная скорость колёс и степень точности передачи

V =

При такой скорости для косозубых колёс следует принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

K_Hβ = 1,11 /таб. 3.5 с. 39/Ч//

К_Hα = 1,08 /таб. 3.4 с. 39 /Ч//

К_Hv = 1,0 /таб. 3.6 /Ч//

Таким образом, К_H =

Проверка контактных напряжений

Силы, действующие в зацеплении

окружная

F_t =

радиальная

F_r =

F_r = 3756

осевая

F_a = F_rtgβ;

F_a = 3756

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

= /таб. 3.7 c.42/Ч//

По таб. 3.7 при ψ_bd = 1,70, твёрдость НВ ≤ 350 и несимметричном расположении зубчатых колёс относительно опор = 1,53. По / таб. 3.8 /Ч// = 1,3. Таким образом, коэффициент = 1,53 Y_F – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев Z_v.