Привод ковшового элеватора
Дипломная работа - Разное
Другие дипломы по предмету Разное
?ередаточное число открытой передачи по формуле
.
Таблица 2
Передаточное число Варианты 12 3 4 31,5615,9410,617,78 10,025,063,372,47 3,15 3,15 3,153,15
1.3 Определение кинематических и силовых параметров привода
Таблица 3
Параметр Вал Последовательность соединения элементов привода по кинематической схеме Мощность P, кВт Дв 2,8 Б Т РМ 2,4 Частота вращения n, об/мин Дв 955 Б Т РМ = 90 Угловая скорость , 1/c Дв Б Т РМ Вращающий момент Т, Дв Б Т РМ
Таблица 4
Тип двигателя 4АМ112MA6У3 = 3,0 кВт; = 955об/минПараметрПередачаПараметрВалЗакрытая (редуктор)открытаядвигателяредуктораПриводной рабочей машиныбыстроходныйтихоходныйПередаточное число и3,153,37Расчетная мощность Р, кВт2,82,72,62,4Угловая скорость , 1/с100,00100,0031,759,42КПД 0,970,93Частота вращения
п, об/мин95595530390Вращающий момент Т, Н м28,027,282,2255,0
Таблица 19
Сечение валаДиаметр, ммМи, Мк,
,
МПа,
МПа Быстроходный вал41,72 27,20 9,73 1,60 Тихоходный вал108,80 82,20 25,404,80 15,70 82,20 2,503,00
Таблица 20
Сечение вала S МПа 3,24 2,35 1,0 3,24 2,35300 17492,6749,73 1,69,5246,29,32 1,6 … 2,1 3,24 2,35 1,0 3,24 2,35300 17492,67425,404,83,6515,43,553,572,56 1,03,572,56 300 17484,0682,433,034,5022,718,90
2. Расчет зубчатой передачи редуктора
.1 Выбор твердости, термообработки и материала зубчатой передачи
Выбираем твердость, термообработку и материл зубчатой закрытой передачи [5, раздел 3, таблицы 3.1 и 3.2].
Таблица 5
Элемент передачиМарка стали, мм, ммТермообработкаТвердостьШестерняСталь 4012060У192 … 228 НВКолесоСталь 35Любые размерыН163 … 192 НВ
Определяем среднюю твердость зубьев шестерни НВ1ср и колеса НВ2ср
НВ1ср =; НВ2ср =.
Определяем разность средних твердостей зубьев шестерни и колеса
НВ1ср - НВ2ср = 210 - 177,5 = 32,5 < 70.
2.2 Определение допускаемых контактных напряжений
Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КHL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, 3.2].
Определяем допускаемые контактные напряжения , МПа, соответствующие пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO по формуле
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса , МПа, по формуле
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Определяем допускаемое контактное напряжение , МПа, для расчета конической зубчатой передачи: так как НВ1ср - НВ2ср < 70, то коническая зубчатая передача рассчитывается на прочность по меньшему значению МПа.
2.3 Определение допускаемых напряжений изгиба
Принимаем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса КFL=1,0 , что имеет место при длительной эксплуатации редуктора [3, 3.2].
Определяем допускаемые напряжения изгиба , МПа, соответствующие пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO по формуле
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса , МПа, по формуле
для шестерни МПа;
для колеса МПа.
Таблица 6 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачиМарка сталиDпредТермообработкаНВ1срSпредНВ2срМПаШестерня40120У210,0700300445,0216,3Колесо35Любые размерыН177,5550235386,5182,8
2.4 Проектный расчет закрытой конической зубчатой передачи
Определяем главный параметр конической зубчатой передачи - внешний делительный диаметр колеса , мм, по формуле
мм,
где =1,1 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5, раздел 4.2];
=1,85 - коэффициент вида конических колес [5, раздел 4.2].
Принимаем =170 мм.
Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса по формулам
;
.
Определяем внешнее конусное расстояние , мм, по формуле
мм.
Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса b, мм, по формуле
26 мм,
где =0,285 - коэффициент ширины венца [5, раздел 4.2].
Определяем внешний окружной модуль зацепления, мм, для колес с круговыми зубьями по формуле
=1,54 мм,
где =1,08 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца [5, раздел 4.2];
=1 - коэффициент вида конических колес [5, раздел 4.2].
Определяем число зубьев колеса и шестерни по формулам
=110,4; =35.
Принимаем =35 и =110.
Определяем фактическое передаточное число и проверяем его отклонение от заданного значения по формулам
= 3,143;
.
Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса по формулам
;
.
Определяем коэффициент смещения инструмента =.
=0,185, = -0,185 [5, раздел 4.2, таблица 4.6].
Определяем фактические внешние диаметры шестерни и колеса
Таблица 7 Размеры в мм.
ДиаметрыДля передачи с круговым зубом при ?=35Делительный: Шестерни колеса==1,54 35=53,9
==1,54 110=169,4Вершин зубьев: Шестерни колеса=+1,64 (1+)cos=53,9+1,64 (1+0,185) 1,54
0,9529=56,752
=+1,64 (1-)cos=169,4+1,64 (1-0,185) 1,54
0,3032=170,024Впадин зубьев: Шестерни колеса=-1,64 (1,2-)cos=53,9-1,64 (1,2-0,185) 1,54 0,9529=51,457
=-1,64 (1,2+)cos=169,4-1,64 (1,2+0,185)
1,540,3032=168,340
Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса , мм, по формуле
=0,857=0,85753,9=46,2 мм;
=0,857=0,857169,4=