Автор работы: Пользователь скрыл имя, 25 Января 2013 в 17:25, курсовая работа
После определения передаточных чисел ступеней редуктора находим частоты вращения и вращающие моменты валах передачи. Примем следующие кинематические обозначения силовых параметров. Частота вращения:
n1б= nэл.дв; n1т= n2б; n2б= nэ.дв/ Uб; n2т= n2б/ Uт, где 1- ведущие элементы передачи, т.е. те элементы передачи, от которых начинается движение в шестерне;
Министерство образования и науки Российской Федерации «ГОУ ВПО Магнитогорский государственный технический
университет им. Носова»
Кафедра прикладной механики и графики
Курсовой проект
по теме:
«Расчет привода цепного транспортера с цилиндрическим редуктором и цепной передачи»
Выполнил:
студент группы 200503 Митрофанова И.Ф.
Проверил:
ст. преп. Старушко А.А.
Магнитогорск 2012
–Определение мощности
Pвых = Ft * V,
Где Ft– тяговая сила;
V –скорость грузовой цепи
Pвых = 7000 * 0,45= 3150Вт;
Общий КПД привода:
ηобщ =η1*η2*η3*η4… (здесь η1,η2,η3, η4… КПД отдельных звеньев кинематической цепи)
η1 –зубчатая передача =0,97;
η2-звездочка=0,94;
η3-муфта соединительная=0,98;
η4-подшипники=0,99;
η5-КПД цепной передачи=0,99;
ηобщ= 0,97*0,94*0,98*0,99*099=0,84;
Pэ.дв. = Pвых / ηобщ
Pэ.дв= 3150/0,84=3750Вт=3,75кВТ
Частота вращения приводного вала (на выходе)
n вых =60*V/Pзв*Dзв
где Dзв – диаметр звездочки; Dзв=P/sin(180˚/z)
где z- число зубьев звездочки;
þ - шаг грузовой цепи;
Dзв= 0,1/ sin(180˚/7)=0,23м
n вых =60*0,45/3,14*0,23=37.38об/с
Затем определим частоту вращения электродвигателя
nэд= nвых*Uобщ 2
где Uобщ – обще кинематическое число передаточных пар
Uобщ= Uт*Uб*Uр.п.
где Uт – передаточное число тихоходного вала;
Uб – передаточное чисдо быстроходного вала;
Uр.п. – передаточное число цепной передачи;
Частота вращения редуктора и частота вращения входного вала редуктора одинаковы, если между ними нет какой-либо передачи. В данном задании передача отсутствует.
Uт=4;
Uб=4;
Uр.п.=3;
Uобщ=4*4*3=48;
nэд= 37,38*48=1794,51об/мин
По полученным данным выбираем электродвигатель по табл. 18,36 получаем:
P=5,5кВт; n=965об/мин. Тип электродвигателя 132S6/965.
Определим общее передаточное число редуктора
Uобщ= nдв/nвых
Uобщ=965/37,38=25
Uред.общ= Uобщ/ Uр.п.
Uред.общ=25/3=8,3
Uб= Uред.общ/ Uт
Uт=0,95
Uт=0,95 =4,5
Uб=8,3/4,5=3,75
После определения передаточных чисел ступеней редуктора находим
3
частоты вращения и вращающие моменты валах передачи. Примем следующие кинематические обозначения силовых параметров. Частота вращения:
n1б= nэл.дв; n1т= n2б
n2б= nэ.дв/ Uб n2т= n2б/ Uт
где 1- ведущие элементы передачи, т.е. те элементы передачи, от которых начинается движение в шестерне;
2- ведомые элементы передачи (зубчатое) колесо;
Б- быстроходная передача;
Т- тихоходная передача.
n1б=965об/мин;
n2б=965/4,5=214,44об/мин
Определение вращающих моментов на валах
Момент на приводном валу
Твых.=Ft*Dзв/2
Твых.=7000*0,23/2=805Н*м
Момент на валу колеса:
Т2т= Твых/(ηц.п.* Uр.п); Т1т= Т2т /(ηц.п.* Uт);
Т2б= Т1т; Т1б= Т2б /(ηц.п.* Uб);
Т2т=805/(0,99*3)=271Н*м; Т1т=271/(0,99*4,5)=60,89Н*м;
Т2б=60,89Н*м; Т1б= 60,89/0,99*3,75=16,41Н*м;
Выполним проверку и сравним крутящийся момент на выходном валу и электродвигателе:
Тэ.дв.=Рэ.дв./ω;
где Р – мощность;
ω – угловая скорость;
ω=2π nэ.дв/60
ω1=2*3,14*965/60=101 Тэ.дв.=5500/101=747,
ω2=2*3,14*214,44/60=22,44
Тэ.дв.=5500/22,44=245
ω3=2*3,14*57/60=5,96
ω4=2*3,14*37,38/60=3,91
Тэ.дв› Т1б 747›16,41
Полученные данные сведем в табл.1
n,об/мин |
ω,рад/с |
Т, Нм | |
БВ |
965 |
101 |
747 |
ПВ |
22,44 |
22.44 |
245 |
ТВ |
5,96 |
5,96 |
922,8 |
Выход.вал |
3,91 |
3,91 |
1406 |
3.1 Выбор материала и термической обработки
Сталь 45 вариант термической обработки I ([I], стр.10 табл. 2.1)
Колесо – улучшения; НВ 235…262
Шестерня-улучшения; НВ 269…302
Для колеса:
Число циклов перемены напряжений:
N2=573*ω2*Lh
Lh=2*365* Lh
Число циклов перемены напряжений,
соответствующий пределу
НВср=0,5(232+262)=247, NH2=17*10⁶
Контактные напряжения
[Ϭ] H2=KHL[Ϭ] H0; [Ϭ] F= KFL[Ϭ] F0;
KHL = - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям;
KFL = - коэффициент долговечности при расчете по изгибу;
где m=6, для Т.О.-улучшение
по табл.2.2 [Ϭ] H0=1,8 *НВср+67 ,МПа
[Ϭ] F0=1,03* НВср,МПа
Для шестерни:
Число циклов перемены напряжений: N1=N2*U
Число циклов перемены напряжений, соответствующие пределу контактной выносливости, определяем по графику (стр.11 рис.2.1)
НВср=0,5(269+302)=285,5, NH2=20*10⁶
Контактные напряжения
[Ϭ] H2=KHL[Ϭ] H0; [Ϭ] F= KFL[Ϭ] F0;
KHL = - коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям;
KFL= - коэффициент долговечности при расчете по изгибу;
где m=6, для Т.О.-улучшение
по табл.2.2 [Ϭ] H0=1,8 *НВср+67 ,МПа
[Ϭ] F0=1,03* НВср,МПа
3.3 Межосевое расстояние
a ≥Ka(u±1)
Ka=4950 - для прямозубых колес
KHᵦ по табл.2.3
𝝍d=0.5𝝍a(u±1)
Колеса расположены симметрично, следовательно 𝝍a=0,5
Делительный диаметр d2=2aωu/(u±1)
Ширина b2= 𝝍d*aω
m≥ ;
где Кm принимают для прямозубых колес-6,8;
[Ϭ]F принимают наименьшее [Ϭ]F1 и [Ϭ]F2
3.6 угол наклона и суммарное число зубьев
Суммарное число зубьев
z∑=2aωcosmin/m
3.7 число зубьев шестерни и колеса
Z1= z∑/(u±1)≥z1min,
где z1min=17 для прямозубых колес;
число зубьев внешнего зацепления z2 =z∑ - z1$
3.8 Фактическое передаточное число
∆u= *100≤4%
Фактическое передаточное число uф=z2/z1
3.9 Диаметры колес
Делительные диаметры шестерни d1=z1m/cos𝛽;
Колесo внешнего зацепления d2=2aω-d1;
Для шестерни da1=d1+2m
Впадин зубьевdf1=d1-2,5m;
3.10 Пригодность заготовок колес
Dзаг=da+6;
Для колеса с выточками Сзаг=0,5b2; Sзаг=8m.
Условия пригодности заготовок колес:
Dзаг≤Dпред, Сзаг(Sзаг)≤Sпред
3.11 Силы в зацеплении
Ft=2T2/d2 - окружная;
Fr= Fttgα/cos𝛽-радиальная (для стандартного угла α=20⁰, tgα=0,364);
Fa=Ft*tg𝛽
3.12 Проверка зубьев по напряжениям
Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса
ϬF2=KFαY𝛽KF𝛽KFVYF2Ft/(b2m);
Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни
ϬF1=ϬF2YF1/YF2
Коэффициэнт 𝝍d=b2/d1
окружная скорость колеса: V=0,5ω2d2
По табл. 2.4 определяем степень точности от неё зависит коэффициент КFA
По табл. 2.5 определим коэффициент KF𝛽
YF определим по табл. 2.6
Zv=Z/cos³𝛽
3.13 проверка зубьев колес по контактным напряжениям
ϬH=376*10³