Кинематический и силовой расчет привода. Расчет мощности и выбор электродвигателя. Расчеты зубчатых передач. Расчет допускаемых напряжений. Компоновка редуктора. Выбор и установка подшипников. Крышки подшипников, шпонки, зубчатое колесо, распорная втулка.
Аннотация к работе
двигатели имеют большую частоту вращения (500…3000 мин-1 и более) и сравнительно небольшой вращающий (крутящий) момент; рабочие органы приводов для выполнения своих функций должны, как правило, иметь увеличенный по сравнению с двигателем момент и сравнительно небольшую частоту вращения. Эти параметры преобразуются механическими передачами: ременными, цепными, фрикционными, а чаще всего зубчатыми редукторами (лат. reductor - отводящий назад, приводящий обратно). Назначение редуктора: согласование параметров двигателя с параметрами рабочего (исполнительного) органа - снижение частоты вращения (угловой скорости) с повышением вращающего момента пропорционально передаточному числу редуктора up (без учета потерь), т.е эти параметры согласуются передаточным числом или передаточным отношением для планетарных редукторов.привод электродвигатель редуктор подшипник Выполнить расчет привода конвейера с двухступенчатым редуктором. Дано: натяжение ленты Fб = 12 КН; скорость ленты ? = 3 м/с; диаметр барабана Dб = 0, 6 м. 1.6 двигатели типа АИ мощностью Р= 45 КВТ с рабочими частотами np:-АИР200S2; nc = 3000 мин-1; S = 2%; np = 3000(1-2/100)= 2940 мин-1; Определяем частоту вращения барабана: мин-1.Частоты вращения валов: - ведущий n1 = nэд = 1470 мин-1;Зубчатые передачи представляют собой наиболее распространенный вид механических передач.Рассчитать косозубую закрытую передачу: передаточное число u = 15.39; вращающий момент на колесе Т2 = 1021.6 Н·м; частота вращения колеса n2 = 355.93мин-1; срок службы передачи t = 36000 часов; нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной, кратковременная перегрузка не превышает 1, 6 номинального момента.Базы испытаний на контактную выносливость (рис.2.9…2.10): - для шестерни (HRC1 47, 5 ? HB1470); Расчетное число рабочих циклов напряжений определяем по форм.: NHE = 60ntc, (2.3) где n - частота вращения, мин-1; c - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (одно), с = 1; Определяем пределы контактной выносливости для материалов шестерни и колеса (табл. Определяем пределы выносливости при изгибе для шестерни и колеса (табл.Определить межосевое расстояние быстроходной ступени цилиндрического редуктора: вращающий момент на промежуточном валу Т2 = 1021, 6 Н·м, передаточное число u = 4, 13; допускаемое контактное напряжение [?Н] = 800 МПА, НВ > 350. Задаемся коэффициентом ширины зубчатого колеса по отношению к межосевому расстоянию ?bа = 0, 4 (табл. 2.7) и определяем ?bd - отношение ширины венца по отношению к делительному диаметру шестерня: ?bd = 0, 5?ba(u 1) ?bd =0, 5 · 0, 4(4, 13 1) = 1, 03. 2.14) для НВ > 350 и кривой IV, соответствующей ступени редуктора, находим величину коэффициента: КН? = 1, 18. Вычисляем суммарное число зубьев шестерни и колеса по форм: ; (2.12)Выполняем проверочный расчет( z1 = 23; z2 = 95; cos? = 0, 9848; d1 = 70, 06мм; n1 = 1470 мин-1; T1 = 254, 96 Н·м) на выносливость зубьев по контактным напряжениям: , (2.24) где: - коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев ; коэффициент, учитывающий механические свойства материала, = 275 МПА; Для вычисления удельной окружной силы WHT определяем: - окружную силу, действующую в зацеплении по табл.2.11 определяем =1, 10-коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями; по табл.2.12 = 1, 6-коэффициент динамической нагрузки.По таблице 2.13 находим коэффициенты формы зубьев: шестерни ; колеса . Сравнительная характеристика сопротивления усталости при изгибе: Шестерни: МПА (2.33) Расчет следует производить по шестерне т.к. Определяем удельную окружную силу при действии напряжений изгиба для шестерни: , (2.35) где: =1, 3 - коэффициент неравномерности нагрузки между зубьями при изгибе (табл.2.18);Рассчитать косозубую закрытую передачу: передаточное число ut=3, 73; вращающий момент на колесе Т3 = 3697, 01 Н·м; частота вращения колеса n3 = 95, 42мин-1; срок службы передачи t = 36000 часов; нагрузка нереверсивная, близкая к постоянной, кратковременная перегрузка не превышает 1, 6 номинального момента.Для получения зубчатой передачи небольших габаритов принимаем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 12ХН3Л и 40Х (поковка) (табл. Назначаем термическую обработку: для шестерни - цементация до получения HRC1 56…63 (Среднее значение HRC1 59, 5), ?В1 = 920 МПА, ?Т1 = 700 МПА; для колеса-закалка HRC 45…50 (среднее значение47, 5 HRC, = 1600 МПА, = 1400 МПА). Расчетное число рабочих циклов напряжений определяем по форм.: NHE = 60ntc, (2.39) где n - частота вращения, мин-1; Определяем пределы контактной выносливости для материалов шестерни и колеса (табл. Определяем пределы выносливости при изгибе для шестерни и колеса: ?F1limb = 750-800 МПА, ?F2limb = 750-800МПАОпределим геометрические параметры тихоходной ступени соосного редуктора:межосевое расстояние =180мм, передаточное число u = 3, 73; допускаемое контактное напряжение [?Н] = 800 МПА, НВ > 350. Задаемся коэффициентом ширины зубчатого колеса по отношению к межосевому расстоянию ?bа = 0, 5.модуль=4, 0мм Определяются геометрические параме
План
Содержание
1. Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Расчет мощности и выбор электродвигателя
1.2 Частоты вращения и моменты на валах
2. Расчеты зубчатых передач
2.1 Быстроходная ступень
2.1.1 Выбор материала колес и термической обработки
2.1.2 Расчет допускаемых напряжений
2.1.3 Проектный расчет
2.2 Проверочные расчеты
2.2.1 По контактным напряжениям
2.2.2 По напряжениям изгиба
2.3 Тихоходная ступень
2.3.1 Выбор материала и расчет допускаемых напряжений