1. 
   _{Исходные данные}
   

Вычерчиваем кинематическую схему двухступенчатого цилиндрического косозубого редуктора, соединённого с электродвигателем через муфту и с приводом через цепную передачу (рисунок 2.1).



Рисунок 2.1 – Кинематическая схема привода
1 – двигатель; 2 – муфта; 3 – передача цилиндрическая прямозубая; 4 – передача цилиндрическая косозубая раздвоенная; 5 – цепная передача; 6 – привод;

I, II, III, IV – обозначения валов;

Исходные данные:

- Мощность на приводном валу - N = 8,1 кВт;

- Угловая скорость приводного вала – ω₅ = 10 с^-1;

- Срок службы привода – L_h = 18000 ч.;

2. 
   Кинематический расчет привода
   

1. 
   Выбор электродвигателя.
   

Необходимая мощность двигателя:

(2.1)

где  - общий кпд привода от двигателя до конвейера, равный произведению частных кпд отдельных элементов составляющих привод. Для приближенной оценки кпд привода воспользуемся таблицей [1, т. 1.1]:

кпд муфты.

кпд цилиндрической зубчатой передачи;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения;

кпд цепной передачи;

Общий кпд привода определится:

(2.2)



Необходимая мощность двигателя:



Частота вращения приводного вала:

(2.3)



Выбираем двигатель в соответствии с номинальной мощностью Р_ном = 11,0 кВт по ГОСТ 19523-74.
Таким образом, выбираем двигатель 4А132М2Y3 (Р_ном = 11,0 кВт, n_ном = 2910 об/мин);

передаточное число привода:

u_ф =

---

; (2.4)

Передаточное число цепной передачи предварительно принимаем:



Тогда передаточное число редуктора:



По рекомендациям определим передаточное число тихоходной передачи:

(2.5)

Принимаем передаточное число тихоходной цилиндрической передачи:



Принимаем передаточное число быстроходной цилиндрической передачи:



Уточняем передаточное число цепной передачи:

2. 
   Определение силовых и кинематических параметров привода
   

Определим мощности на валах

(2.6)


(2.7)


(2.8)


(2.9)



Определим частоты вращения валов

(2.10)
(2.11)


(2.12)


(2.13)



Отклонение

Определим угловые скорости на валах

(2.14)

---

(2.15)


(2.16)



(2.17)



Определим вращающие моменты на валах

(2.18)


(2.19)


(2.20)


(2.21)



Сведем полученные данные в таблицу.

Таблица 2.3 Кинематические и силовые параметры привода по валам

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Угловая скорость ω, рад/с	Момент Т,
1	9,547	2910	304,73	31,33
2	9,165	646,67	67,72	135,34
3	8,798	182,16	19,08	461,11
4	8,094	95,87	10,04	806,17

3. Расчет быстроходной внутренней прямозубой передачи

3.1 Выбор твёрдости, термообработки и материала колёс быстроходной зубчатой передачи
Выберем материал для зубчатой пары колёс, одинаковый для шестерни и колеса, но с разными твёрдостями, так как твёрдость зубьев шестерни должна быть больше твёрдости зубьев колеса

Принимаем для шестерни – 40Х и для колеса - 45 [4]. Выберем термообработку для зубьев шестерни - улучшение и для зубьев колеса - улучшение.

---

Выберем интервал твёрдости зубьев шестерни HB₁ = 269…302 HB и колеса HB₂ = 235…262 HB.

Определяем среднюю твёрдость зубьев шестерни HB_1ср и колеса HB_2ср





Определяем разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса



При этом соблюдается необходимая разность средних твёрдостей зубьев шестерни и колеса.

Определяем механические характеристики сталей для шестерни и колеса:

- для шестерни

- для колеса

По таблице 3.2 [4] выбираем предельные значения размеров заготовки шестерни (D_пред - диаметр) и колеса (S_пред - толщина обода или диска):

- для шестерни D_пред = 125 мм,

- для колеса S_пред = 80 мм.

Определяем допускаемые контактные напряжения .

Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_HL1 и колеса K_HL2
(3.1)
где N_HO1=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы
(3.2)
где ω₁ - угловая скорость быстроходного вала,

L_h=18000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL1 = 1.
(3.3)
где N_HO2=10·10⁶ циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₂ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы

---

(3.4)

где ω₂- угловая скорость тихоходного вала,

L_h=18000 ч. – срок службы привода;



Т.к. , то принимаем K_HL2 = 1.

Определяем допускаемое контактное напряжение, соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений N_HO1 и N_HO2
(3.5)

(3.6)


Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса
(3.7)

(3.8)


Расчет будем вести по наименьшему значению из полученных, то есть .

3.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба
Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни K_FL1 и колеса K_FL2
(3.9)

(3.10)
где циклов – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [4];

N₁ – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

Т.к. N₁>N_FO и N₂>N_FO, то принимаем K_FL1=K_FL2 = 1.

Определяем допускаемое напряжение изгиба соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений
(3.11)

(3.12)

---

Смотрите также файлы

• Дене шынытыру пнінен 3 сыныпа арналан кнтізбелік таырыпты жоспар.docx

• Лекция Виды бизнеса Виды бизнеса и критерии их выделения.pdf

• ивановский государственный университет.docx

• Ответственность за неприменение профстандартов.docx

• 1. Происхождение и сущность государства Существуют различные теории происхождения государства. К ним относятся.docx