Проектирование редуктора

Для тихоходного вала редуктора (колесо)

n3=n2/ир,                                                                            (1.13)

где n3 - частота вращения колеса об/мин.

n3= 321/3,55=90,5 об/мин

, (1.14)

где - угловая скорость колеса, рад/с;

=9,3 рад/с

Для ленточного конвейера (барабан)

nб=n3;

.

n3=90,5 об/мин

ω3=9,3 рад/с


1.10. Вращающие моменты на валах привода


Вращающий момент на валу двигателя (он же ведущий вал клиноременной передачи)

,                                                                (1.15)

где Тдв – вращающий момент на ведущем валу, Н·м;

Ртр – требуемая мощность электродвигателя;

- угловая скорость, рад/с.

=50,67 Н·м

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора (он же ведомый вал клиноременной передачи)

Т1=Тдв·Ир.п·,                                               (1.16)

где Т1- вращающий момент на ведомом валу, Н·м;

Ир.п – передаточное число клиноременной передачи;

- КПД ременной передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т1= 50,67·2,24·0,97·0,99=108,9 Н·м

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора

Т2= Т1·Ир.·,                                                     (1.17)

где Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Т1 – вращающий момент быстроходного вала редуктора, Н·м;

Ир. – передаточное число редуктора;

- КПД зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках.

Т2= 108,9·3,55·0,96·0,99=367,42 Н·м

Для вала барабана ленточного конвейера

Т3= Т2 · ,                                                         (1.18)

где Т3 – вращающий момент ленточного конвейера, Н·м;

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

- коэффициент потерь в муфте.

Т3= 367,42·0,98=360 Н·м

2. Расчет клиноременной передачи привода

 

Из кинематического и силового расчета выписываем данные для расчета

Т1=Тдв,

где Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи

Ир.п.=i/iр.п.,       

nдв=n-s.

Т1=Тдв =108,9Н·м;

Ир.п.=2,24;

nдв=719,25 об/мин

2.1. Выбор сечения ремня по номограмме по  и nдв=n-s


Ртр=3,75 кН

nдв=719,25 об/мин

Выбираю ремень сечения Б


2.2. Диаметр меньшего шкива


,                     (2.1)

где d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

Т1 – вращающий момент ведущего вала клиноременной передачи Н·м.

=124÷179 мм

Принимаю d1min=125 мм


2.3. Диаметр большого шкива


d2=d1·Ир.п.(1-ε),                      (2.2)

где d2 – диаметр большого шкива, мм;

Ир.п. – передаточное число клиноременной передачи;

ε =0,015 – скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением.

d2=125·2,24· (1-0,015)=275,8 мм

Подбираю диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73

d2=280 мм


2.4. Уточнение передаточного отношения


,                   (2.3)

=2,274

Отклонение действительного передаточного числа от ранее заданного составляет < 3%, (2.4)

где ΔИ – отклонение действительного передаточного числа;

Иф- фактическое передаточное число;

И – передаточное число клиноременной передачи, с формулы (1.10).

=1,5%< 3%


2.5. Ориентировочное значение межосевого расстояния

 

,                                                       (2.5)

где Т0 – высота сечения ремня, мм (таблица 2,2);

аmin – межосевое расстояние минимальное, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большого шкива, мм.

=233,25 мм

 (2.6)
где аmax – максимальное межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

Примечание ар - среднее между аmax и аmin.

ар=( аmin+ аmax )/2=521,625 мм

где L – длина ремня, мм;

ар – межосевое расстояние, мм;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм.

=1690,6 мм

Принимаю длину ремня согласно стандартному ряду по ГОСТ 1284,1-80

L=1600 мм


2.7. Уточнение межосевого расстояния


, (2.8)

где W=0,5π(d1+d2), мм;                                                           (2.9)

y=(d1-d2)2, мм;                                                                        (2.10)

W=0,5*3,14(125+280)=635,85 мм;

y=(125-280)2=24025 мм2.

=

=475,763 мм                                                                            

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L =16 мм– для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=40 мм для увеличения натяжных ремней.


2.8. Определение угла обхвата меньшего шкива


, (2.11)

где α1 – угол обхвата меньшего шкива;

d1 – диаметр меньшего шкива, мм;

d2 – диаметр большего шкива, мм;

ар – межосевое расстояние, мм.

=161,43º


2.9. Определение необходимого числа ремней


,                                                            (2.12)

где Р - требуемая мощность электродвигателя, кВт;

Р0 – мощность допускаемая для передачи одним ремнем, кВт ;

СL – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

Ср – коэффициент режима работы;

Сα – коэффициент угла обхвата;

Сz – коэффициент учитывающий число ремней в передачи

=3,04

Принимаю число ремней Z=3

2.10. Определение натяжения ветви ремня


 (2.13)

где Р – из формулы 1.3

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с2)/м2

θ=0,18.

Расчетная скорость ремня

 (2.14)

где υ – скорость ремня, м/с;

d1 – диаметр меньшего шкива, м;

ω1 – угловая скорость ведущего вала, рад/с формула (1.7).

=4,625 м/с

=226,32 Н


2.11. Определение силы, действующей на валы


,               (2.15)

где Fв – сила действующая на валы, Н;

F0 – натяжение ветви ремня, Н;

Z – число ремней;

α1 – угол обхвата меньшего шкива.

=1340,13 Н

2.12. Ширина обода шкивов передачи по ГОСТ20889-80


,               (2.16)

где В – ширина обода шкива, мм;

Z – число ремней.

=

=63 мм

Принимаю шкивы клиноременной передачи из СЧ15

3. Расчет зубчатых колес редуктора


Так как в задании на проектирование нет особых требований в отношении габаритов передачи выбор материала произвожу со средним механическими характеристиками.

Принимаю материал Сталь 45 с улучшением. Для колеса HB=200, для шестерни HB=230


3.1. Допускаемое контактное напряжение


,                                                               (3.1)

где  - допускаемое контактное напряжение МПа;

GHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

КНL – коэффициент долговечности;

 - коэффициент безопасности.

GHlimb=2НВ+70,                                                                  (3.2)

Для шестерни

,                                                          (3.3)

где  - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ – твердость шестерни;

 -коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=481 МПа

Для колеса

,                                                          (3.4)

где  - допускаемое контактное напряжение МПа;

НВ2 – твердость шестерни;

 -коэффициент безопасности;

КНL – коэффициент долговечности.

=427 МПа

Расчетное допускаемое напряжение

,                                                          (3.5)

Требуемое условие

=408,6 МПа


3.2. Определение межосевого расстояния


,                                             (3.6)

где  - межосевое расстояние, мм;

Ка =43;

ир – передаточное число редуктора (из стандарт. ряда);

Т2 – вращающий момент тихоходного вала редуктора, Н·м;

Кнв – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца колеса;

ψва – коэффициент ширины венца,

Принимаю ψва=0,25 по ГОСТ2185-66;

Кнв=1,2.

=184,47мм

3.3. Определение нормального модуля зацепления


mn=(0.01-0.02)· ,                                                                (3.7)

где mn – нормальный модуль зацепления, мм;

 - межосевое расстояние, мм (из формулы 3.6).

mn=(0,01-0,02)·184,47=1,847-3,5894 мм.

Принимаю межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66 аω=180мм

Принимаю mn=3,5 мм


3.4. Определение числа зубьев шестерни и колеса


Предварительно принимаю угол наклона зубьев β=10°

,                                                               (3.8)

=21,2

Принимаю число зубьев шестерни z1=20

z2= z1 ·up, (3.9)

z2= 20 ·3,55=71                                                               

Уточнение значения угла наклона зубьев.

,                                                            (3.10)

где cosβ – угол наклона зубьев, мм;
z1, z2 – число зубьев;

mn – нормальный модуль зацепления, мм;

 - межосевое расстояние, мм.

=0,884

3.5. Основные размеры шестерни и колеса


Диаметры делительные

 (3.11)

где d1-делительный диаметр шестерни, мм.

=79 мм

                                                                     (3.12)

где d2 – делительный диаметр колеса, мм.

=281мм

Проверка ==180 мм                          (3.13)

Диаметры вершин зубьев

dа1 = d1+2· mn,                                                               (3.14)

где dа1 – диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

dа1 =71+2·3,5=78 мм

dа2 = d2+2· mn,                                                               (3.15)

где dа2 - диаметр вершин зубьев шестерни, мм.

Страницы: 1, 2, 3, 4, 5



Реклама
В соцсетях
рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать рефераты скачать