- •Государственное образовательное Учреждение
- •Введение.
- •2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя
- •Кинематический расчет привода.
- •3. Расчет передач.
- •3.1. Расчет цилиндрической косозубой передачи.
- •3.1.1Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
- •3.1.2Допускаемые напряжения при изгибе для шестерни и колеса
- •3.1.3Расчет передачи на контактную прочность
- •3.1.6 Расчет передачи на контактную выносливость
- •5.Выбор подшипников качения и выбор смазочных материалов.
- •Список использованных источников.
2. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода. Выбор электродвигателя
Приведенная на рисунке схема имеет следующие параметры:
мощность на выходе (на конвейере) -
Выбор электродвигателя и технические данные серии АИ
выбираю двигатель асинхронный с короткозамкнутым ротором обычного исполнения тип АИР100L4; Р=4кВт; nдв=1410 об/мин
Определяем частоту вращения выходного вала (барабана конвейера)(1.1) -
общее передаточное число 1 и2 ступени:
Но принимаем U2=63.3
Кинематический расчет привода.
Кинематический расчет привода – заключается в определении мощностей, чисел оборотов и крутящих моментов на каждом из валов:
1) определение мощностей: вал I разбиваем на два составляющих его вала (до муфты и после)(1.2)
2) определение частот вращения валов. (1.3)
3) определение крутящих моментов (1.4)
Результаты вычислений сведем в таблицу
Наименование Валов |
№ вала |
Мощность |
Частота вращения |
Момент крутящий. Н*м | |
НоминальныйТj |
РасчетныйTjрасч. | ||||
Ведущий |
1 |
4 |
1410 |
27,1 | |
Промежуточный |
2 |
3,8 |
223,8 |
162 | |
Ведомый |
3 |
3,6 |
35,5 |
968,5 |
3. Расчет передач.
3.1. Расчет цилиндрической косозубой передачи.
Выбираем материал колес способа их термической обработки.
Выбираем сталь 45 с термообработкой нормализация.
НВ= 207НВ
Предел прочности Ϭв=550МПа
Предел текучести Ϭт=280 МПа
(Табл. 1.4 )
3.1.1Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса
(1.5)
Пределы контактной выносливости для шестерни и колеса:
(1.6)
3.1.2Допускаемые напряжения при изгибе для шестерни и колеса
(1.7)
предел изгибной выносливости при базовом числе циклов нагружения. Табл.(9.8 [7])(1.8).
коэффициент запаса прочности по напряжению изгиба для обоих колес:
коэффициент, учитывающий реверсивность нагрузки, для нереверсивной передачи:
коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности, принимаем
коэффициент долговечности.
принимаем 1
3.1.3Расчет передачи на контактную прочность
Определяем межосевое расстояние цилиндрической передачи:
(1.9)
где:
- вспомогательный коэффициент учитывающий вид передачи ,
KHβ =1.11 – коэф. учитывающий неравномерность распределения нагрузки
по длине зуба (рис. 1.3) в соответствии со значением .
- коэффициент длинны зуба U=6,3 – передаточное отношение ступени редуктора - расчетный крутящий момент на ведомом валу
Находим усредненное значение (1.10) (1.11)
Полученную величину округляем до номинального значения по ГОСТ12289-76 aw=250мм.
Выбираем значение модуля для зубчатого колеса
(1.12) где φm-вспомогательный параметр отношения рабочей ширины зубчатого венца зубчатого
колеса к модулю ступени редуктора
Суммарное число зубьев, округляем до целого значения определяют по формуле: (1.13)где β=8…18°- угол наклона зубьев косозубой передачи принимаем β = 10°После округления Z уточняем угол наклона зубьев (1.14)
Числа зубьев колес, округляем до ближайшего целого значения рассчитывают для шестерни и колеса(1.15) Принимаем Z1=15 , тогда Z2=Z*Z1=98-15=83Уточняем значение передаточного отношения передачи
(1.16)
3.1.4Геометрические параметры цилидрической передачиОпределяем диаметра делительный окружностей , мм
(1.17)Диаметры окружностей вершин зубьев , мм
(1.18)
Определяем диаметры окружностей впадин зубьев , мм
(1.19)
Определяем ширину венцов зубчатого колеса и шестерни ступицы, мм
(1.20)Определяем окружную скорость , м/с
(1.21) 3.1.5 Расчет передачи на выносливость зубьев Для шестерни и колеса подсчитывают отношение допускаемого напряжения на изгиб к коэффициенту формы зуба YF , определяемому по графику на рис 1.4 в зависимости от эквивалентного числа зубьев Z1
Для шестерни
Для колеса
Определяем отношение ( 1.22) Y1=4,3 и Y2 =3,6 отсюда,
отсюда следует что необходимо проверять изгиб по формуле (1.23)
Возникшие напряжения при изгибе σf, определяем по формуле:
где T2P-расчетный крутящий момент на ведомом валу ступени редуктора Н*м
Кfα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых
(1.24)
где: εα- коэффициент ,учитывающий торцевого перекрытия
st- степень точности передачи принимаем st=7 из таблицы 1.12
Коэффициент торцевого перекрытия определяется по формуле (1.25)
(1.25)КFβ- коэффициент ,учитывающий распределение нагрузки по ширине венца:КFβ=1,2KFV- коэффициент , учитывающий влияние динамической нагрузки определяемся по формуле 1.26:(1.26) где δF- коэффициент вида зубчатой передачи;прямозубые δF=0,0011,косозубые δF=0,006 g0-коэффициент разности шагов g0=53