Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера

1. Энергетический и кинематический расчеты привода

Рисунок 1-Схема привода.

Исходные данные:

- выходная мощность, Вт 5;

-частота вращения выходного вала, мин^-1 65.

Коэффициент полезного действия (КПД) привода

где - ориентировочные величины КПД различных видов

механических передач и отдельных элементов привода.

Расчётная мощность электродвигателя

Рекомендуемое передаточное число привода

,

где U_i – средние значения передаточных чисел для различных видов механических передач.

Расчётная частота вращения вала электродвигателя

мин^-1

По каталогу выбираю электродвигатель 4А132S4У3 (Р_э =7,5 кВт, n_э =1455мин^-1 , Т_max /T_nom =2).

Действительное общее передаточное число привода

;

;

.

Частоты вращения валов привода

мин^-1

мин^-1

мин^-1

мин^-1

Угловые скорости валов привода

с^-1

с^-1

с^-1

с^-1

Мощности, передаваемые валами привода

кВт,

кВт,

кВт,

кВт.

Крутящие моменты на валах привода

Н∙м,

Н∙м,

Н∙м,

Н∙м.

Результаты энерго-кинематического расчёта заносим в таблицу 1

Таблица 1 – Значения параметров элементов привода

№ вала	Частота вращения n, мин-1	Угловая скорость , с-1	Мощность Р, кВт	Крутящий момент Т, Н∙м	Передаточное xисло U
1	1455	152,29	6,14	40,31	2,01
2	723,88	75,28	5,775	76,31
3	241,3	25,09	5,489	218,77	3
4	65,21	6,8	4,999	733,1

2. Расчёт тихоходной передачи

2.1 Проектный расчёт передачи

Исходные данные:

- крутящий момент шестерни 44,33;

- частота вращения шестерни n₂ , мин^-1 1455;

- частота вращения колеса n₃ ⁰ , мин^-1 723,88;

- передаточное число 2,01.

Материал шестерни и зубчатых колёс – сталь 20Х ГОСТ4543-71.

Термообработка для зубчатых колёс и шестерен –цементация, закалка и отпуск. Пределы текучести и твёрдость выбираем по таблице 8.8[1], результаты заносим в таблицу 2.

Таблица 2 – Механические свойства

Вид термообработки	σВ , МПа	σТ , МПа	НRС
Зубчатое колесо, шестерня	Цементация	650	400	56-63

Пределы контактной выносливости

где H_HRC – твёрдость поверхности зубьев.

Допускаемые контактные напряжения

где Z_N – коэффициенты выносливости;

S_H – коэффициенты запаса прочности.

где - меньшее из значений контактных напряжений, МПа.

Принимаем пределы изгибной выносливости

σ_FLIM1 =750МПа

σ_FLIM2 =800МПа

Допустимые напряжения изгиба

(13)

где Y_N - коэффициенты долговечности (Y_N =1);

Y_A – коэффициенты, учитывающие одностороннее приложение

нагрузки при одностороннем приложении нагрузки Y_A = 1;

S_F - коэффициенты запаса прочности (S_F =2).

Коэффициент нагрузки передачи

2.3 Проектный расчет конической передачи

Расчетный диаметр шестерни определяем по формуле

где ψ_bd -коэффициент ширины шестерни относительно ее диаметра

(ψ_bd =0.3-0.6);

K_Hβ -коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

нагрузки по ширине венца;

К_А -коэффициент внешней динамической нагрузки(К_а =1).

Определим ширину венца зубчатых колес

(15)

Принимаем b =45 мм.

Угол делительного конуса

(16)

Внешнее конусное расстояние определяем по формуле

мм

Определяем внешний делительный диаметр шестерни

мм (18)

Принимаем число зубьев шестерни z₁ =17, определяем модуль зацепления по формуле

мм

Принимаем m_te =m_n =4мм

Округляем значение модуля до ближайшей величины m_nII =m_II в соответствии с ГОСТ 9563-60 (таблица 4.2.1[2]).

Определяем действительное число зубьев шестерни

Находим число зубьев колеса

Принимаем z₂ =35

Действительное передаточное число

Определяем действительные величины углов делительных конусов

(20)

Опр

Внимание, отключите Adblock

Вы посетили наш сайт со включенным блокировщиком рекламы!
Ссылка для скачивания станет доступной сразу после отключения Adblock!

Скачать