- •1.Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу (при заданих f, V та d).
- •1.6.(2). Ведений вал редуктора, він же ведучий для ланцюгової передачі
- •2. Розрахунок зубчастого зачеплення редуктора.
- •Мал.3.1.Ланцюгова передача.
- •Мал.4.2.Вал веденій.
- •5 Конструктивні розміри шестерні і колеса
- •Мал.5.1.Колесо зупчате.
- •6. Конструктивні розміри корпуса їх кришки.
- •7. Ескізна компоновка редуктора.
- •8. Перевірка довговічності підшипників.
- •9. Підбір шпонок.
- •Мал.9.1.Зєднання шпонкове
- •10. Перевірочний розрахунок веденого валу.
- •11. Посадка зубчатого колеса.
- •Технологічна частина.
- •Організаційна частина Вибір сорту мастила.
- •Техніка безпеки.
- •Література.
- •Розвиток сільськогосподарського машинобудування.
Розрахункова частина проекту.
1.Вибір електродвигуна і кінематичний розрахунок приводу (при заданих f, V та d).
1.1.Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент на валу барабана.
= FV=2750 8800Вт
= = =18
= = = 171
T4 = = =488 Нм
изначаємо загальний ККД приводу
ŋ= · ·
де = 0.99 (табл. 1.1 ) – ККД пари підшипників;
= 0.97 (табл. 1.1 ) – ККД зубчастої пари;
= 0.90 (табл. 1.1 ) – ККД ланцюгової передачі;
ŋ= 0.97 0.90= 0.847
1.3. Визначаємо потрібну потужність двигуна
= = =10389 Вт
1.4. За потрібною потужністю підбираємо асинхронний трифазний короткозамкнутий закритий обдувний двигун (табл. 1.2 ) з нормальним пусковим моментом за ГОСТ 19523-81 тип 4А16054У3 з потужністю =11кВт і асинхронною частотою обертання =1460
1.5. Визначаємо загальне передаточне відношення приводу
I= = = 8.53
Передаточне відношення редуктора приймаємо стандартним згідно з рекомендацією за формулою 1.5 , табл. 1.3 , =3.55 .
Тоді передаточне відношення ланцюгової передачі
= = =2.40
1.6.Визначаємо потужність, кутову швидкість, частоту обертання і крутний момент валів
1.6(1).Ведучий вал редуктора
= =10389 Вт
= = 1460
= = =152.81
T1= = = 67.9Нм
1.6.(2). Ведений вал редуктора, він же ведучий для ланцюгової передачі
= 10389 0.992 0.97= 9876 Вт
= 411
= =43
T2 = T3 = = = 229 Нм
2. Розрахунок зубчастого зачеплення редуктора.
2.1. Вибираємо марку матеріалу та хіміко-термічну обробку зубів.
Використовуючи табл. 2.1. [2], призначаємо наступні матеріали:
Шестерня - сталь 40хН, термообробка – покращення. Діаметр заготовки до 150 мм, твердість НВ1 =280. Зубчате колесо – сталь 30 ХГС, термообробка – покращення. Діаметр заготовки колеса більше 140 мм, твердість НВ2 =250. Допустимі контактні напруження обчислюються за формулою
Де - границя контактної витривалості при базовому числі циклів змін напружень. Для вуглецевої сталі
+70
1 – коефіцієнт довговічності роботи, при числі циклів навантаження більше базового.
,1- коефіцієнт безпеки при контактній деформації, заготовка – поковка.
Для шестерні
Н/мм
Для колеса
Н/мм
Розрахункові допустимі напруження.
Н/мм
Необхідна умова виконана, так як
490 ≤ 1.23 ∙ 518
490 Н/мм2 ≤ 637 Н/мм2
2.2 Розміри зубчастого зачеплення.
2.2.1 Міжосьова відстань.
де К = 43 – коефіцієнт, який враховує конструкцію зубчастих коліс та їх матеріал, косозуба передача, матеріал – сталь .
К =1,2 – коефіцієнт нерівномірності розподілення напружень по довжині контактної лінії за табл. 2.2 [2].
Симетрію розташування зубчастих коліс порушує наявність зірочки ланцюгової передачі на вихідному кінці вала.
для косозубих передач
Згідно з ГОСТ 2185-66 (табл..2.3 [2]) приймаємо Ψba= 0,50
Передаточне відношення для зубчатої передачі
ί р= 3.55
Тоді
мм
Отримане значення міжосьової відстані приймаємо відповідно до
ГОСТ 2185-66 ( табл.. 2.4 [2])
а =112 мм
2.2.2 Модуль зачеплення визначаємо згідно з рекомендаціями
= (1.12 …2.24) мм
Відповідно до ГОСТ 9563-60 ( табл..2.5[2]) приймаємо нормальний модуль зачеплення
мм.
Кількість зубів та кут нахилу зубів.
Попередньо приймаємо кут нахилу зуба β=10 , і визначаємо число зубів шестерні та колеса.
Приймаємо 24; 86
Визначаємо дійсне передаточне число.
Уточнюємо значення кута нахилу шестерні і колеса.
2.2.4 Діаметри ділильних кіл.
мм
мм
Перевірка:
мм
2.2.5 Діаметри вершин зубів.
мм
мм
2.2.6 Ширина зубчастих коліс (узгоджуємо з рядом Ra 40 ,
табл.4.2. [2]).
b2 = Ψba ∙ a = 0,50 ∙ 112 = 56 мм
b1 = b2 + ( 3 … 5) = 56 + 4 =60 мм
60 мм
2.2.7 Коефіцієнт ширини шестерні по діаметру.
мм
2.2.8 Колова швидкість.
м/с
2.2.9. Призначаємо ступінь точності передачі. Згідно з ГОСТ1643 – 81
за табл.. 2.6. [2] призначаємо 8- му ступінь точності.
2.3. Перевірочний розрахунок на контактну деформацію.
Контактні напруження
Н/мм
де Кн – коефіцієнт навантаження.
Кн = Кна∙ Кнβ ∙ Кнν
Кна = 1,09 – коефіцієнт нерівномірності розподілення навантаження між зубами зубчатого колеса. Табл. 2.7[2].
Кнβ =1,15 - коефіцієнт нерівномірності розподілення навантажень по довжині контактної лінії. Вибираємо для несиметричного розташування зубчатих коліс, тому що симетрію порушує зірочка ланцюгової передачі на веденому валі. Табл.. 2.8[2].
Кнν = 1.00 – динамічний коефіцієнт. Табл.. 2.9 [2].
Кн = 1,09 ∙ 1,15 ∙ 1,00 = 1,3
Н/мм
Відхилення
Висновок: так як Н/мм < Н/мм , то умова міцності на контактну витривалість виконана.
2.4 Сили, які діють в зачепленні:
колова сила.
Н
радіальна сила
Н
осьова сила
Н
2.5 Перевірочний розрахунок зубчастих коліс на згинальну витривалість.
2.5.1 Розрахункові коефіцієнти.
коефіцієнт навантаження.
Де коефіцієнт, що враховує нерівномірність розподілення навантаження між зубами. Для одноступінчатих циліндричних редукторів
- коефіцієнт розподілення навантаження по довжині контактної лінії, за табл..2.10
динамічний коефіцієнт за табл.. 2.11
КFε = 0,92 – коефіцієнт осьового перекриття, для коефіцієнту перекриття ε = 1,5 та 8-ї ступені точності передачі за табл.2.12 [2] КFε = 0,92.
2.5.2 Коефіцієнт форми зуба.
коефіцієнт, що враховує форму зуба.
Еквівалентна кількість зубів.
Шестерні.
Колеса
Згідно з рекомендаціями табл.2.13 то
2.6 Допустимі напруження на згин
Де - границя витривалості, що відповідає базовому числу циклів по табл.. 2.14
НВ
Для шестерні
Н/мм
Для колеса
Н/мм
коефіцієнт безпеки.
коефіцієнт, що враховує нестабільність властивостей матеріалу по табл.. 2.14 .
коефіцієнт, що враховує спосіб отримання заготовки зубчастого колеса для поковок за табл.2.15 .
Допустимі напруження для шестерні.
Н/мм
для колеса
Н/мм
2.7 Порівняльна характеристика міцності зуба.
Знаходимо відношення
Для шестерні
Н/мм
Для колеса
Н/мм
Подальший розрахунок потрібно вести для зубів колеса, для якого знайдене відношення менше.
2.8 Коефіцієнт нахилу зуба на згин.
2.9 Перевіряємо міцність зуба за умовою міцності на згин.
Н/мм
≤
Висновок: так, як Н/мм ≤ Н/мм , то умова міцності на згибну витривалість виконана.
3 Розрахунок ланцюгової передачі.
3.1 Вибір ланцюга.
Для привода конвеєра вибираймо однорядний втулково-роликовий ланцюг ГОСТ 13568-75 табл. 3.8
3.2 Кількість зубів зірочок ланцюгової передачі:
ведучої зірочки.
веденої зірочки
Приймаємо
Z =26 Z =62
Уточнюємо передаточне число
3.3 Визначення розрахункових коефіцієнтів
коефіцієнт експлуатації;
1.25 - коефіцієнт динамічний табл.3.1 ;
коефіцієнт впливу міжосьової відстані на міцність ланцюга, табл.3.2 ;
коефіцієнт впливу нахилу передачі на міцність ланцюга, при горизонтальному розташуванні за табл.3.3 ;
коефіцієнт впливу метода регулювання натягу ланцюга, при періодичному регулюванні за табл.3.4 ;
коефіцієнт впливу метода мащення ланцюга на міцність ланцюга, при періодичному мащенні за табл.3.5 ;
коефіцієнт впливу періодичності роботи на міцність ланцюга, при роботі в дві зміни за табл.3.6 .
3.4 Визначаємо шаг ланцюга
мм
де - питомий допустимий тиск в шарнірах ланцюга, попередньо приймаємо для ланцюга з шагом 19.05 мм за. табл.3.7
За таблицею 3.8 приймаємо однорядний ланцюг ПР- 38,1-127 ГОСТ 13568-75, для якого
мм – шаг ланцюга
кН. – руйнуюче навантаження
кг/м – вага 1м ланцюга
мм - опорна площа тиску в шарнірі ланцюга.
3.5 Швидкість ланцюга
м/с
3.6 Колова сила
Н
3.7 Тиск в шарнірах ланцюга
Н/мм2
Визначаємо по табл. 3.7 уточнений допустимий тиск в шарнірах для обраного ланцюга.
Висновок: так як =11.6 Н/мм2 < Н/мм2, то умова невитискання мастила з шарнірів ланцюга забезпечена.
3.8 Кількість ланок ланцюга
де = ; згідно з рекомендаціями, наведеними в табл.3.2
приймаємо відношення
Кількість ланок
Lt=2.50 + 0.5(26+70)+ = 144.65
Приймаємо кількість ланок парне число
Lt=144
3.9 Уточнюємо міжосьову відстань ланцюгової передачі
мм
Для вільного провисання ланцюга можливе зменшення міжосьової відстані на 0.4%
мм
3.10 Діаметри ділильних кіл зірочок
мм
мм
3.11 Сили, що діють на ланцюг:
колова визначена раніше
Н
від сили інерції
Н
від провисання
Н
де - коефіцієнт, враховуючий розташування ланцюга, по табл..3.9[2].
Розрахункове навантаження на вали
Н
3.12 Перевіряємо коефіцієнти безпеки ланцюга
Отримане значення коефіцієнта безпеки порівнюємо з нормативним.
Нормальний коефіцієнт безпеки табл. 3.10
Висновок : Умова міцності ланцюга витримана.