Кинематический и силовой расчет привода. Методика вычисления частоты вращения быстроходного вала редуктора. Материалы для проектируемой зубчатой передачи и механические свойства сталей. Исследование основных геометрических размеров шестерни и колеса.
Аннотация к работе
Лист № докум. Заданная схема представляет собой: электродвигатель, зубчатую муфту, привод, состоящий из одноступенчатого редуктора с закрытой зубчатой прямозубой передачей и вертикальным расположением валов (тихоходный вал находится под быстроходным). На быстроходный вал передается вращающий момент от электродвигателя и клиноременной передачи, вращающий момент с тихоходного вала через зубчатую муфту передается на вал рабочей машины При проектировании заданного привода учитывались критерии по снижению массы привода, габаритных размеров и повышению КПД привода. В пояснительной записке проекта выполнены расчеты и конструирование валов редуктора, проверочные расчеты тихоходного вала, определены размеры основных элементов корпуса редуктора, рассчитаны и сконструированы подшипниковые опоры, выполнен выбор призматических шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений.Необходимо спроектировать привод к ленточному конвейеру, имеющему следующие характеристики: - мощность на выходном валу Р4 ?14КВТ срок службы привода L ? 4года - работа 2 сменная - рабочих дней 250 Привод состоит из: - асинхронный двигатель, обдуваемый 4А180М6У3, мощностью 18.5 КВТ и частотой вращения 975 об/мин; цилиндрический вертикальный редуктор: передаточное число 5, межосевое расстояние 250 мм, крутящий момент на тихоходном (выходном,Т4) валу 1406 Нм, частота вращения тихоходного вала 95 об/мин;ГОСТ 19523-81 электродвигатели асинхронные ГОСТ 20799-88 масла индустриальные ГОСТ 3128-76 штифты цилиндрические ГОСТ 5915-70 гайки шестигранные ГОСТ 6402-70 шайбы пружинные ГОСТ 8752-79 манжеты резиновые армированные ГОСТ 11371-78 шайбыНоминальная мощность электродвигателя, КВТ 18.5 Номинальная частота вращения электродвигателя, об/мин 975 Общее передаточное число привода 10.25 Общий коэффициент полезного действия 0,89 Номинальный вращающий момент на выходном валу, Нм 1406 Частота вращения выходного вала, об/мин 95?р ? 0,95? КПД клиноременной передачи передачи; ?п ?0,99?КПД пары подшипников каждого вала. Принимаем передаточное число редуктора из стандартного ряда 1,с.51 : uзз ? 5, передаточное число клиноременной передачи: up ? 2,05 ?975об / мин подбираем электродвигатель. Наиболее соответствует расчетным параметрам электродвигатель 4А180м6У3 с мощностью Рном. Сохраняя для зубчатой передачи рекомендуемое единым рядом чисел значение передаточного отношения uзз ? 5, уточняем передаточное отношение клиноременной передачи up ? u ? 10,25 ? 2,05. зз uПо номограмме методических указаний для заданных условий (Р1= 15.66 КВТ, n1 = 975 об/мин) подходят ремни сечением В. В целях повышения ресурса работы передачи, диаметр ведущего шкива d1 назначается с учетом условия d1 > dmin. Диаметр ведомого шкива d2 вычисляется предварительно без учета скольжения по формуле d2= d1·up с последующим округлением по стандарту: d2= 224 · 2,05 = 459.2 мм. Его принимаем в диапазоне от amin до амах, значение которых определяются по формулам: амах = d1 d2 = 224 450 = 674 мм; Определение поправочных коэффициентов С?, CL, CP, CZ, учитывающих отличие угла обхвата, длины ремня, режим работы, числа ремней проектируемой передачи от соответствующих характеристик эталонной клиноременной передачи.Шестерня, зубья которой испытывают за одинаковое время работы большее число циклов нагружений, чем зубья колеса, находится в отношении выносливости в менее выгодных условиях. Поэтому необходимо чтобы материал шестерни имел более высокие механические характеристики, чем материал колеса. В связи с этим для материала шестерни выбираем легированную конструкционную сталь. Пределы контактной выносливости материала шестерни и колеса зависят от средней твердости зубьев шестерни и колеса: ? Вычисляют пределы контактной прочности зубчатых колес при их улучшении и твердости в интервале НВ 180-350 по рекомендациям .Исходные данные принимаются по результатам предыдущих расчетов: - номинальный вращающий момент на ведомом валу проектируемой цилиндрической передачи: ? ?1420Н ? м; Предварительное значение межосевого расстояния из условия контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев рассчитываем по формуле: а/ ? 49,5?u ?1??3 ? 1 ?2 ? KH?? , ? H ? а ? ?а ?коэффициент ширины колеса, выбираемый по таблицам. Рассчитанную величину округляем до ближайшего значения по единому ряду, т.е. принимаем а ? 250 мм. Предварительное суммарное число зубьев для прямозубых цилиндрических колес вычисляют по отношению: Z / ? ? 2?а ? 2?250 ?125. m 4Наименьший допустимый диаметр ведущего вала определяется из условия из условия прочности на кручение при ? ?15МПА. Чем меньше передаваемый момент (чем быстроходней вал), тем меньше принимается ? , т.к. доля крутящего момента в эквивалентном моменте падает. Диаметры остальных участков вала назначаются из конструктивных и технологических соображений, учитывая, например, удобство насадки на вал подшипников, зубчатых колес и т.п. Целесообразно изготавливать вал заодно с шестерней в виде детали вал-шестерня.