Кинематический и силовой расчёт привода, конической, цилиндрической передачи редуктора, определение значений геометрических параметров из условия выносливости активных поверхностей зубьев; расчет конструктивных размеров валов, зубчатых колес, соединений.
Аннотация к работе
Спроектировать приводную станцию пластинчатого конвейера.Определяем общий КПД передачи ?общ=?1. ?2 .?3 .?4 .?5 ?1 - коэффициент цепной передачи = 0,97-0,98; ?4 - коэффициент, учитывающий потери подшипника качения = 0,99; ?5 - коэффициент, учитывающий потери в муфте = 0,98. ?общ=0,98*0,97*0,97*0,996*0,982=0,834 i’общ = i’к* i’ц - предварительное общее передаточное отношение i’к - предварительное передаточное отношение конической передачи по ГОСТ 221-75 принимаем от 3,15 i’ц - предварительное передаточное отношение цилиндрической передачи по ГОСТ 221-75 принимаем от 5 Dзв=80/Sin(180/6)=80/0,5=160 мм - диаметр звездочки nзв=(60*0,8)/(3,14*160*10-3)=95,5 об/мин предварительно принимаем i’к=3,15, i’ц=5 => i’общ=3,15*5=15,75 таким образом, n = 95,5*15,75=1504 об/минZR = 1 - коэффициент, учитывающий шероховатость активной поверхности зуба в случае, если принять 7 класс шероховатости и выше NEH - эквивалентное число циклов нагружений при расчете на контактную выносливость (NEH заменяется на N? при постоянной нагрузке). Длительный предел контактной выносливости для зубчатых колес, подвергнутых цементации. ?нlimb = 23HHRCP = 23*59,5 = 1368,5 МПА, где HRCP = (HRCMIN HRCMAX)/2 = (56 63)/2 = 59,5 - расчетная твердость. Где HBP - расчетная твердость рабочих поверхностей зубьев по Бринеллю (при расчетах можно принимать I HRC =10 HB) KFC = 1 - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зуб при работе зуба одной стороной;Определение предварительного значения внешнего делительного диаметра второго конического колеса dek2’= 1650*3v[(T2*K’H?*i)/( VH *[?н]2)] где: T2 = 126,76 - расчетный крутящий момент на втором валу; K’H? =1-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес; Пригодность размера ширины зубчатого венца b = 21<0,285* Re=0,285*73,7=21,005 условие соблюдается диаметр впадин зубьев dk1= m* Zk1 = 2,18*17=37,06 dk2= m* Zk2 = 2,18*53=115,54 диаметр вершин зубьев daek1 = dek1 2 mek*cos ?1 = 45 2*2,65* cos180 = 50 мм daek2 = dek2 2 mek*cos ?2 = 140 2*2,65* cos720 = 141,64 мм Определение средней скорости колес и степени точности v=?* mek* Zk1*n1 /(60*1000) = 3,14*2,65*17*1455/60000=3,43 м/с исходя из рассчитанной окружной скорости принимаем 8 степень точности передачи. WH?= V*?H*g0*v(a’w /i)? [W?] где V=?* dц1’*n1 /60000=3,14*66,3*462/60000=1,6 м/с - окружная скорость в зацеплении ?H = 0,014 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зуба при Н1 и Н2 > HB для прямозубых колес при отсутствии модификации головки зуба. g0 = 61 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса в предположении, что модуль передачи m=4 мм для передачи 8 степени точности.Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Материал тот же что и шестерня Сталь 45 улучшенная. Так как вал редуктора соединен с валом двигателя муфтой, то необходимо согласовать диаметры ротора dдв и вала dв1. Муфты УВП могут соединять валы с соотношением dв /dдв ? 0,75, но полумуфты должны при этом иметь одинаковые наружные диаметры. Шестерню выполним за одно целое с валом.5.1 Расчет параметров конической шестерни и колеса Угол ножки зуба ?f = arctg(hfe /Re) ?f1 = arctg(hfe1 /Re)= arctg(2,39/73,7)=1,860 ?f2 = arctg(hfe2 /Re)= arctg(2,81/73,7)=2,180 Угол головки зуба шестерни и колеса ?а1= ?f2=2,180; ?а2= ?f1=1,860 Расстояние от вершины конуса до плоскости внешней окружности вершин зубьев Расстояние от основания малого конуса выступов до ступицы диска для колеса, т.к. шестерня едина с валом l = 0,4*b*cos?=0,4*21*cos720=2,6 мм l1 = [he*(1-b/Re ) 1,2* mek ]*sin?=[5,83*(1-21/73,7) 1,2*2,65]* sin720=7 ммТолщина стенки корпуса: ?=0,05 Re 1=0,05*73,7 1=4,5 мм; ?=8 мм Диаметр фундаментных болтов: d1= 0,072* Re 12=0,072*73,7 12=17,3 мм, принимаем болты с резьбой М 18. Диаметр болтов у подшипников: d2=(0,7…0,75)*d1=0,7*18=12 мм, принимаем болты с резьбой М 12. Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой: d3=(0,5…0,6)*d1=0,5*18=9 мм, принимаем болты с резьбой М 10.Шпоночные соединения в редукторе предусмотрены для передачи вращающего момента от компенсирующей полумуфты на ведущий вал, от промежуточного вала на коническое колесо, от цилиндрического колеса на ведомый вал, от ведомого вала на предохранительную полумуфту. Все соединения выполняем шпонками с исполнением 1. Вычисляем длину шпонки: lш = lct - 5 = 45-5= 40 мм Вычисляем рабочую длину шпонки: lp = lш - b = 40-8 = 32 мм Вычисляем расчетное напряжение сжатия и сравниваем его с допускаемым: ?см = 2*44,07*103/ [30*(0,9*7-4)*32]=39,9 МПАПредварительные размеры ведущего вала: Расчет на прочность ведущего вала: Данные нагрузок на коническую шестерню берем из расчетов: Ft =2194 Н - окружная сила Переносим Ft к оси вала для расчета реакции опор в горизонтальной плоскости (по оси ОХ) Ft = 2194 Н По полученным данным строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Предварительные размеры промежуточного вала: Расчет на пр
План
Содержание
1. Кинематический и силовой расчет привода
2. Проектный расчет конической и цилиндрической передачи
3. Определение значений геометрических параметров конической и цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
4. Проектный расчет ведущего, промежуточного и ведомого вала
5. Конструктивные размеры зубчатых колес
6. Конструктивные размеры корпуса и крышки
7. Подбор шпонок и их проверочный расчет
8. Размеры валов. Расчет валов на прочность. Подбор подшипников