Проект привода ленточного конвейера
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
?ередаточного числа привода, передаточные числа закрытой и открытой передачи выбираем по таблице[1., табл 2,3, с.45]
Из четырех вариантов выбираем приемлемые.
2.6Назначить оптимальные передаточные числа
uз.п .- закрытой передачи
uо.п - открытой передачи.
об/мин
2.7 Определяем передаточное число открытой передачи по формуле [1., п.7, с.45]
.8 Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6У6 , (Рном =2,2 кВт,
пном = 950 об/мин)
.9 Определяем частоты вращений, угловые скорости, мощности и вращающие моменты всех валов привода по формулам указанным в таблице [1., табл. 2,4, с.46]
Частота вращения: nI, nII, и тIII , об/мин,
nI=nэл.дв=950 об/мин
nII = об/мин, ( где и1 , передаточное число передачи установленной после электродвигателя).
nIII == nр.м = 86 об/мин
Угловые скорости для каждого вала ?I , ?II , ?III , рад/с
рад/с, рад/с, рад/с
Мощности на валах привода Р1 ,Р2 и Р3 , кВт
РI =Рэл.двиг =2,2 кВт РII =Рэл.двиг•=0,972,2=2,1 кВт
РIII = РII• =2,1 0,97=2 кВт
Вращающие моменты на валах Т1 , Т2 и Т3 кНм
ТI= Нм , ТII= Нм, ТIII= Нм
.10 Полученные значения заносим в таблицу 2
Таблица 2 - Силовые и кинематические параметры привода
Тип двигателя… Рном=… кВт; пном=… об/мин ВалЧастота вращения, п, об/минУгловая скорость, ?, рад/сМощность, Р, кВтМомент, Т, кНмПередаточ-ные числа I Электродвигателя Быстроходный ременной передачи95099,42,220иобщ11II Тихоходный ременной Быстроходный редуктора345362,250ио.п.2,75III Тихоходный редуктора Рабочей машины8692,1222из.п.4
3 Выбор материала и термообработки закрытой передачи. Расчет допускаемых напряжений
3.1 Материал для изготовления зубчатых колес выбираем по таблице [1, табл. 3.1, с. 52]
Варианты термообработки выбираем по таблице [1, табл. 3.2, с. 53] Перевод единиц твердости из НRС в НВ проводим по графику [1, рис.3.1, с. 52]
Чем выше твердость поверхностей зубьев, тем выше допускаемые напряжения и тем меньше размеры редуктора.
Так как к размерам проектируемого редуктора не предъявляют высоких требований, применяем сталь 40Х с термообработкой:
для шестерни улучшение плюс закалка ТВЧ, средняя, твердость , переводим в единицы НВ по графику [1, рис. 3.1, с. 52] НВ1ср=457
для колеса 40Х улучшение, средняя твердость .
.2 Определяют число циклов переменных напряжений:
для колеса , циклов
для шестерни , циклов
где ?2 - угловая скорость тихоходного вала редуктора, рад/с;- время работы передачи, ч.
Число циклов переменных напряжений NН0, соответствующее пределу контактной выносливости определяем интерполированием по таблице [1, табл. 3.3, с. 55]
для шестерни, при НВ=457, NН01= 69,9 млн. циклов
для колеса, при НВ=285,5 NН02= 22,45 млн. циклов
.3 Определяем коэффициенты долговечности по контактным напряжениям КНL и по напряжениям изгиба КFL [1. с. 55]
так как N >NН0 , КНL1 =КНL1 =1.
так как N >4106 КFL1= КFL2=1.
.4 Определяем допускаемые напряжения [?]H0 и [?]F0,, Н/мм2 соответствующие числу циклов переменных напряжений NH0 и NF0 по таблице [1, табл. 3.1, с 52]
для шестерни при улучшении и закалки для твердости
, в предположении, что модуль т<3
для колеса при улучшении для твердости
.5 .Определяем допускаемые контактные напряжение [?]H , Н/мм2 с учетом времени работы передачи по формулам [1, с.55]
для шестерни для колеса
Среднее контактное напряжение определяем по формуле [1, с.55]
[?]Н = 0,45([?]Н1 + [?]Н2)
.6 Определяем допускаемые напряжения изгиба [?]F с учетом времени работы передачи по формуле [1, с.56]
для шестерни для колеса
.7 Полученные значения напряжений, заносим в таблицу 3
Таблица 3 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи
Элемент передачиМарка сталиDпредТермооб работкаНRC1ср[?]H[?]H среднее[?]FS предНВ2срН/мм2Шестерня40Х 80У + ТВЧ47,5835 637,16232,5Колесо40Х 125У285,5580,9220,5
4 Расчет зубчатой передачи редуктора
Проектный расчет
.1 Определяем межосевое расстояние а?, мм, по формуле[1, с. 61]
мм
где
Ка=43, вспомогательный коэффициент для косозубых передач;
u - передаточное число закрытой передачи по таблице 1;
Т2 , Нм, вращающий момент на тихоходном валу редуктора, по таблице 2 ;
?а== 0,28…0,36 коэффициент ширины венца колеса, для шестерни расположенной симметрично относительно опор;
[?]H =637,16, Н/мм2, среднее контактное напряжение, по таблице1;
КH?=1., коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев.
Полученное значение а? округляем до стандартного (1, табл. 13.15, с. 326)
.2 Определяем модуль зацепления, т, мм, по формуле[1, с. 62]
где
=5,8, вспомогательный коэффициент, для косозубых передач;
Т2 - вращающий момент на тихоходном валу зубчатой передачи, Нм;- делительный диаметр колеса, мм, определяем по формуле [1, с. 62]
мм- ширина венца колеса, мм, определяем по формуле, [1, с. 62]
мм
- допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, Н/мм2, [?]F = 220,5Н/мм2
Полученное значение модуля т, округляем в большую сторону, до стандартного числа, из ряда чисел [1, с. 62]
Примечание 1 - Значение стандартных модулей зубчатых колес
т,
мм1- ряд - 1,0; 1,5; 2; 2,5; 3; 4; 5; 6; 8; 10
- ряд - 1,25; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7; 9
При выборе 1-й ряд предпочтительней 2-ому.
.3 Определяем угол наклона зубьев ?min по формуле[1, с. 62]
,
.4 Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле[1, с. 62]
Z?=Z1+Z2=шт
Полученное значение Z? округляем в меньшую сторону до целого числа.
.5 Уточняем действительную величину угла накл?/p>