- КПД муфты;

- КПД пары подшипников;

- КПД зубчатой передачи;

- КПД цепной передачи;

Общий КПД привода:

.

Расчетная мощность двигателя:

;

Выбор электродвигателя при условии:

Для заданного значения мощности по ГОСТ 19523-81 принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель серии 100S2 (П1, стр. 390 [1]), для которого кВт, об/мин.

Учитывая скольжение S=3.3%, определяем номинальную частоту вращения вала двигателя:

2.2 Назначение передаточных чисел отдельных передач

Передаточным отношением называют отношение угловых скоростей или частот вращения звеньев. Если направление вращения звеньев совпадают, то отношение будет положительным и отрицательным - если звенья вращаются в разные стороны.

Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателяк частое вращения приводного вала рабочей машины при номинальной нагрузке.

Если привод состоит из нескольких последовательно соединенных передач, его передаточное отношение (число) равно произведению передаточных отношений (чисел) всех передач.

Общее передаточное число привода:

;

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по

ГОСТ12289-76 тогда для цепной передачи:

;

Принимаем округлённое значение ;

;

.

2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик

Таблица 2.1. Нагрузочные и кинематические характеристики привода

Рис. 2.2. Диаграмма изменения нагрузочных и кинематических характеристик привода

3. Расчёт передач привода

3.1 Расчет конической зубчатой передачи

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 3.1. Коническая передача

3.1.1 Выбор материала колес и cпособа их термообработки

Ортогональная коническая прямозубая передача редуктора: частота вращения ведущего вала n₁ = 2901 мин^-1, передаточное число редуктора u = 2.25; вращающие моменты на валах Т₂= 11.859 Н·м; передача нереверсивная, нагрузка постоянная, срок службы передачи L_h= 10000 час, расположение шестерни относительно опоры - консольное.

В качестве материала для изготовления шестерни и колеса принимаем сталь 45 с термообработкой улучшение: шестерня - твердость Н_HB1 = 310 НВ; зубчатое колесо - Н_HB2= 290 НВ [3, табл. 3.3, стр. 34].

3.1.2 Определение допускаемых напряжений

При длительной эксплуатации ; -коэффициент запаса прочности, для зубчатых колес с однородной структурой.

где у_Нlimb - предел контактной выносливости материала, соответствующий базе испытаний и зависящий от средней твердости поверхностных слоев зубьев.

3.1.3 Определение геометрических параметров передачи и колес

При проектировочном расчете передач с колесами, имеющими твердость Н_HB ? 350 НВ рекомендуется первоначально из условия контактной прочности вычислять внешний делительный диаметр колеса d _е2:

_мм

где - вспомогательный коэффициент, учитывающий тип передачи;

K_d = 99 - для прямозубых передач, = 86 - для косозубых передач;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, принимают по графику в зависимости от отношения К_bе U / (2 - К_bе); К_bе - коэффициент ширины зубчатого венца b относительно внешнего конусного расстояния R_e; рекомендуется К_bе = 0,2…0,3;

- коэффициент длины зуба при проектировании редукторов со стандартными параметрами принимается = 0,285.

К_Нв= 1,35

Полученную величину округляем до номинального значения внешнего делительного диаметра колеса по ГОСТ 12289 - 76 . Согласно рекомендаций, число зубьев конической шестерни. Принимаем , тогда .

Фактическое передаточное число передачи

, что допустимо.

Внешний окружной модуль

_, что допустимо.

Внешний делительный диаметр шестерни

Определим углы делительных конусов

Среднее конусное расстояние и длинна зуба :

принимаем

Средний делительный диаметр шестерни:

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

Средний окружной модуль:

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру:

Средняя окружная скорость:

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

_,при ;;;; при

Проверяем контактные напряжение:

Силы в зацеплении:

Окружная

Радиальная для шестерни:

Проверка зубьев на выносливость напряжения изгиба:

Коэффициент нагрузки

,

при ;;

;

;

Для шестерни:

Для колеса:

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносливость:

Для шестерни:

Для колеса:

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, т.к.

Проверка зуба колеса:

3.2 Расчет цепной передачи

Компоновку обычно проводят в два этапа.

Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в одной проекции - разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательный масштаб 1:1. Примерно посередине листа параллельно его длинной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии - оси валов на расстоянии а=160 мм. Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

1) Зазор между торцом шестерней и внутренней стенкой корпуса А1 = 15 мм;

2) Зазор от окружности вершин зубьев до внутренней стенки корпуса А= 15 мм;

3) Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса А=15 мм; если диаметр окружности вершин зубьев или колеса окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от этого диаметра.

Предварительно намечаем подшипники - радиальные шариковые: габарит выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников.

Решаем вопрос о смазке подшипников. Принимаю пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичной смазки жидким маслом из зоны зацепления, устанавливаем мазеудерживающие кольца. Определяем толщину фланца крышки подшипника.

Второй этап компоновки имеет цель конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения: вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам. Шестерню делаем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала.

1) вычерчиваем подшипники качения в разрезе;

2) вычерчиваем мазеудерживающие кольца.

3) вычерчиваем крышки подшипников с уплотнительными прокладками и болтами.

Используем уплотнение манжетного типа.

Аналогично выполняем узел ведущего вала. Вычерчиваем шкив ременной передачи.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические с скруглёнными торцами.

Непосредственным измерением уточняем расстояние между опорами, а также расстояние, определяющее положение зубчатых колёс и шкива относительно опор. Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгибавызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт.

7.1 Исходные данные