Привод галтовочного барабана
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
1. Выбор электродвигателя и кинематический раiет
Необходимо определить мощность передачи, частоты вращения и моменты на валах привода.
1.1Определяем общий h привода
hобщ = hр*hп3*hм *hрем
где hрем=0,96 - КПД ременной передачи
hп=0,995 - КПД подшипников
hр=0,97 - КПД цилиндрической передачи
hм=0,99 - КПД муфты
hобщ=0,97*0,9953*0,98*0,96=0,9
1.2Требуемая мощность двигателя
Требуемая мощность двигателя равна:
где Ртр - требуемая мощность двигателя, Вт.
Рисп = F * v = 1,4 * 4 = 5,6 кВт
1.3Выбираем электродвигатель
Принимаем двигатель 4АМ160S8: Рдв = 7500 Вт; nдв=730 об/мин
1.4Определяем общее передаточное число редуктора uобщ:
uобщ = nдв/nв
где nдв - частота вращения вала электродвигателя, об/мин;
nв - частота вращения приводного вала, об/мин.
nв = 60000 * v/(3.14*D) = 60000*4/(3.14*900) = 84,93
1.5Передаточные отношения передач
Примем передаточные отношения для цилиндрической и конической передач по ГОСТу
Принимаем соотношение up=3 и uрем=2,8
uф = 3*2,8 = 8,4 (отклонение 2,3%<5%)
1.6Определяем частоту вращения валов привода
вал - быстроходный вал редуктора
n1 = nдвиг/ uрем =730/2,8 = 260,7 об/мин
вал - тихоходный вал редуктора
n2 = n1/uр = 260,7/3 = 86,9 об/мин
вал - приводной вал
n3 = n2 = 86,9 об/мин
1.7 Определяем моменты на валах
Для раiета моментов на остальных валах необходимо учесть КПД
2. Раiет закрытой зубчатой передачи
2.1 Подбор материала и назначение термообработки
Принимаем материал шестерни и колеса ст. 40Х, термообработка - улучшение, для колеса: 235тАж262НВ, для шестерни - 269тАж302НВ.
Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений NН0; NF0. Присвоим индексы: 1 - шестерня, 2 - колесо.
КHL = ,
где NHO = (HBср)3;
NHO1 = ((235+262)/2)3= 0,15*108 циклов
NHO2 = ((269+302)/2)3= 0,23*108 циклов
Примем Ксут = 0,7; Кгод = 0,8
N1 = 8*365*24*0,8*0,7*60*260,7=6,1*108 циклов
N2 = 8*365*24*0,8*0,7*60*130,4=3*108 циклов
Т.к. N1 > NHO1, то КHL1 = 1
N2 > NHO2, то КHL2 = 1
2.2 Определение допустимых контактных напряжений
В качестве раiетного допустимого контактного напряжения, при термообработке I (режим термообработки колеса и шестерни - улучшение) принимаем меньшее, т.е.
.3 Определение допустимых напряжений изгиба
КHL = ,
где NFO = 4*106;
Т.к. N1 > NFO, то КFL1 = 1
N2 > NFO, то КFL2 = 1
В качестве раiетного допустимого напряжения изгиба, принимаем меньшее, т.е.
2.4 Раiет параметров передачи
Определяем межосевое расстояние:
где aw - межосевое расстояние, мм;
Ка - коэффициент межосевого расстояния;
?a - коэффициент ширины колеса;
KH? ? коэффициент концентрации нагрузки.
Принимаем межосевое расстояние aw =170, округлив до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров.
Определим модуль передачи:
:
где m - модуль зацепления, мм;
Кm - вспомогательный коэффициент;
b2 - ширина венца колеса, мм;
d2 - делительный диаметр колеса, мм.
b2 = 0,32*170=55
d2 = 2* аw *u/(u+1)
d2 = 2*170*3/(3+1)= 255
Полученное значение m округляем в большую сторону до стандартного значения
m =2,5 мм
- Суммарное число зубьев и угол наклона
где:?min - минимальный угол наклона зубьев, ?.
где:Z? - суммарное число зубьев.
где:? - угол наклона зубьев колеса, ?
Числа зубьев шестерни и колеса
где:z1 - число зубьев шестерни;
z2=z? ? z1,
где:z2 - число зубьев колеса.
z2= 134-34=100
Фактическое передаточное число
%;
uф=z2/z1.
uф=100/34=2
Определим фактическое межосевое расстояние, мм:
- Определим основные геометрические параметры передачи:
Делительный диаметр
гдеd1 - делительный диаметр шестерни, мм
d2 = 2aw?d1,
где:d2 - делительный диаметр колеса, мм.
d2 = 2*170-86,27=253,73
Диаметр окружности вершин
da1=d1+2m,
гдеda1 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм
da1= 86,27 +2*2,5=91,26
da2=d2+2m
где:da2 - диаметр вершин зубьев колеса, мм.
da2= 253,73+2*2,5=258,73
Диаметр окружности впадин
df1=d1?2.4m
где:df1 - диаметр впадин зубьев шестерни, мм
df1=86,27-2,5*2,5= 80,02
df2=d2?2.5m
где: df2 - диаметр впадин зубьев колеса, мм.
df2= 253,73-2,5*2,5=247,48
2.3 Определение сил в зацеплении
Ft=2103T2/d2,
где:Ft - окружная сила, Н
Ft=2103759,8/253,73=5989
Fr = Ft0,364/cos?,
где:Fr - радиальная сила, Н
Fr = 5989 0,364/cos9,84=2212,5
a = Fttg?,
где:Fa ?осевая сила, Н
Fa =5989 tg9,84 = 1038,8
2.4 Проверка зубьев по напряжениям изгиба
;
;
где:?F2 - раiётное напряжение изгиба в зубьях колёс, МПа;
?F1 ? раiётное напряжение изгиба в зубьях шестерни, МПа;
[?]F - допускаемые напряжения изгиба, МПа
KF? - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KF? - коэффициент неравномерности нагрузки по длине;
KFV - коэффициент динамической нагрузки (завис