Расчет зубчатых передач редуктора (окружное усилие на барабане - 3,4 кН; окружная скорость на барабане - 0,95 м/с)

Министерство образования Российской Федерации

Ульяновский государственный технический университет

Кафедра:”Детали машин”

Расчет зубчатых передач редуктора

Схема 2 вариант 5

Выполнил студент гр. ТМд – 33                                        

Проверил преподаватель                                                   

2006 г.

Задание

Спроектировать привод к ленточному конвейеру по схеме (рис.1)

рис. 1

Окружное усилие на барабане F_t=3,4 кН; окружная скорость на барабане v = 0,95 м/с;

диаметр барабана D=250 мм.

срок службы 8 лет

График нагрузки

К_сут= 0,5

К_год=0,65

1.1 . Выбор электродвигателя

При постоянной нагрузке необходимая мощность электродвигателя (Р_эд) определяется по формуле:

   

- мощность на тихоходном валу привода определяется по формуле:

- общий КПД привода:

Определяем частоту  вращения выходного вала:

Требуемая частота вращения электродвигателя равна:

 

Выбираем электродвигатель[1. c. 417, таб. 24.9] типа:

            

 

Проверка двигателя на пуск:

Рассчитаем коэффициент эквивалентности по формуле:

Входная мощность равна:

 кВт

Средний пусковой момент равен:

Номинальный пусковой момент равен:

Проверяем условие пуска двигателя:

То есть окончательно принимаем электродвигатель АИР112МА6.

1.2.Уточнение передаточных чисел

1.3. Определение вращающих моментов на валах привода.

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени

   

т.к. в схеме отсутствует ременная и цепная передачи, то

Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени редуктора):

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Вращающий момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

 

Вращающий момент на валу шестерни тихоходной ступени (на валу колеса быстроходной ступени редуктора):

где η - кпд зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора.

Момент на валу шестерни быстроходной ступени редуктора:

 

где η – кпд зубчатой передачи быстроходной ступени редуктора.

2.  Конструирование и расчет зубчатых передач

2.1.  Тихоходная ступень

Исходные данные:

Т₁=129,0 Нм – вращающий момент на шестерне;

n₁=254,1 мин^-1– частота вращения шестерни;

u = 3,5 передаточное число тихоходной ступени;

схема передачи.

Общее время работы привода

Материалы:     Шестерня – 40Х: D = 125 мм; S = 80 мм;

твердость поверхности 269 – 302  HB; твёрдость сердцевины 269-302 НВ;                                                                  

Колесо – 40Х:     D =200 мм;     S =125 мм;

твердость поверхности  235 – 262  HB;

твёрдость сердцевины 235-262 НВ

  

Допускаемые контактные напряжения.

где  вычисляют по эмпирическим формулам [1. таб. 2.2]:в зависимости от материала и способа термообработки и средней твёрдости поверхности:

где НВ_ср – средняя твёрдость поверхности зуба:

 

ZN – коэффициент долговечности учитывающий влияние ресурса, рассчитываем по формуле:

  при условии 1 ≤ ZN ≤ Zmax  где  - число циклов соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости зубчатых колёс:

Должно соблюдаться условие

μн – коэффициент пропорциональности для заданного режима нагрузки:

 

где  :берётся из графика нагрузки редуктора,

.

N_K  - ресурс передачи в числах циклов переменных напряжений при частоте вращения n, мин , и времени работы L_h, в часах:

где n₃ – число вхождений в зацепление зуба расчётного колеса за один оборот (численно   равно числу колёс находящихся в зацеплении с расчётным), n₃ = 1,

Тогда

Т.к. значения (N_К·μ_Н)>N_HG, то принимаем (Nк·μ_Н)=N_HG, чтобы выполнилось условие Z_N≥1, следовательно:

Z_N1=Z_N2=1.

Z_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев. Принимаем значения Z_R 1,2 = 1,1 т.к. зубья шестерни и колеса подвергаются шлифовке Ra=1,25

Z_V – коэффициент учитывающий влияние окружной скорости, твёрдость поверхности зубьев  не превышает 350 НВ то принимаем Z_V = 1.

S_H –коэффициент запаса прочности, т.к. структура зубчатых колёс однородная, улучшенная, принимаем S_H = 1,1.

Допускаемые напряжения изгиба

где  - предел выносливости при отнулевом цикле нагружений [1. табл. 2.3]:

Y_N – коэффициент долговечности учитывающий влияние ресурса:

 при условии 1 ≤ Y ≤ YNmax, где N_FG = 4 10  ; YNmax = 4; q = 6-для улучшаемых зубчатых колёс;

N_K – ресурс передачи вычислен в расчётах допустимых контактных напряжений,           NK1=31,499 10 ; NK2=7,393 10 ;

μ_FH – коэффициент пропорциональности с учётом режимов нагружения,

т.к. значения (N_K·μ_FH)>N_FG, то принимаем (N_K·μ_FH) = N_FG, чтобы выполнилось условие  Y_N≥1. Следовательно:

.

Y_R – коэффициент учитывающий влияние шероховатости поверхности зубьев. Т.к. зубья фрезеруют  и шлифуют принимаем Y_R = 1;

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки. Для улучшаемых зубчатых колёс Y_A = 0,65;

S_F – коэффициент запаса прочности, т.к. зубчатое колёса улучшаемые и не подвергаются цементации принимаем S_F = 1,7;

Расчёт параметров зубчатой передачи

Предварительное межосевое расстояние:

где К – коэффициент зависящий от поверхностной твёрдости, при НВ1= НВ2 <350НВ, принимаем К=10;

Т – вращающий момент шестерни, Т = 1129,0 Нм;

u – передаточное отношение тихоходной ступени, u = 3,48;

знак “+” относят к внешнему зацеплению, а знак “-“ к внутреннему зацеплению;

Окружную скорость вычисляют по формуле:

Степень точности зубчатых колёс 9, выберем по таблице [1. табл. 2.5]

Уточнение межосевого расстояния

где Ка = 410 МПа

ψ – коэффициент ширины в зависимости от положения колес относительно