Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ (стр. 1 из 3)
Привод элеватора. Компоновка. СБ чертеж цилиндрического редуктора. Деталировка. РПЗ
Оглавление.................................................................................................... 2
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ......................................................................... 3
Основная часть............................................................................................. 4
1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода....... 4
1.1 Необходимая мощность электродвигателя.............................. 4
1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов.................................................................................... 4
2. Расчет редукторной передачи.......................................................... 5
2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты......... 5
2.2 Расчет цилиндрической передачи.............................................. 5
3. Расчет валов, подбор подшипников................................................. 9
3.1 Предварительный расчет валов................................................. 9
3.2. Эскизная компоновка валов........................................................ 9
3.3 Проверочный расчет валов....................................................... 10
3.4 Расчет подшипников.................................................................... 14
4 Подбор и проверка шпонок............................................................... 16
5 Подбор муфты..................................................................................... 17
6. Подбор смазки редуктора................................................................ 17
Список литературы.................................................................................... 18
Спроектировать привод элеватора
Исходные данные:
Усилие на ленте элеватора F = 3 кН
Скорость ленты элеватора v = 1,3 м/с
Диаметр барабана элеватора D = 275 мм
1. Выбор электродвигателя, кинематический расчет привода
1.1 Необходимая мощность электродвигателя
КПД редуктора:
h = hпк2 hзц hк = 0,9952*0,98*0,95 = 0,92
Где
hпк = 0,995 - КПД пары подшипников качения [2, с. 304]
hзп = 0,98 - КПД зубчатой цилиндрической закрытой передачи
hк = 0,95 - КПД клиноременной передачи [2, с. 304]
Необходимая мощность электродвигателя [1, ф. (2.1)]
N = F×v/h= 3 * 1,3 / 0,92 = 4,24 кВт
1.2 Выбор электродвигателя, передаточное отношение редуктора, частоты вращения валов
1.3.1 Подбираем электродвигатель серии4А ГОСТ 1923-81:
Номинальная мощность Nном = 5,5 кВт,
Частота вращения при номинальной нагрузке
nном= 730 об/мин.
1.3.2 Передаточное отношение привода:U=nном/nт=730/90,28=8,09
Где
Частота вращения тихоходного вала редуктора -
nт = 60v/(pD) = 60 × 1,3 /(p× 0,275 ) = 90,28 об/мин
Принимаем из стандартного ряда Up = 3,55 [1, с. 51]. Принимаем передаточное отношение клиноременной передачи Uк = 2,24
Фактическое передаточное отношение редуктора
Uф = Up×Uк = 3,55 × 2,24 =7,95 » U
1.3.3 Действительные частоты вращения валов редуктора:
nб = nном/Uк = 730 / 2,24 = 325,89 об / мин
nт = nб/Uр= 325,89 / 3,55 = 91,80 об / мин
2. Расчет редукторной передачи
2.1 Мощности, передаваемые валами, крутящие моменты
2.1.1 Мощности, передаваемые валами
Nб = N*hк = 4,24 * 0,95 = 4,03 кВт
Nт = N*h = 4,24 * 0,92 = 3,90 кВт
2.1.2 Крутящие моменты на валах определяем по формуле:
Т = 9555 N/n [2, с. 129]
Где N - передаваемая мощность, кВт
n - частота вращения, об/мин
Тб = 9555 × 4,24 / 325,89 = 118,08 Нм
Тт = 9555 × 4,24 / 91,80 = 405,93 Нм
2.2 Расчет цилиндрической передачи
2.3.1 Материалы колес, допускаемое напряжение, коэффициенты долговечности
Для обеспечения лучшей прирабатываемости выбираем материалы шестерни и колеса согласно рекомендациям [2, §8]
Шестерня: 35 ХМ - термообработка - улучшение + закалка ТВЧ
Колесо: 40 Г - термообработка - улучшение
Механические свойства сталей после указанной термообработки [1, табл. 4.5]:
| Сталь | НВ сердцевины | HRC поверхности | sв, МПа | sт, МПа |
| 35 ХМ | 269 - 302 | 48 -53 | 920 | 790 |
| 40 Г | 235 - 262 | 50 - 60 | 850 | 600 |
Т. к. график нагрузки передачи не задан, принимаем коэффициенты долговечности KHД = 1; KFД = 1. Т. к. разница между средними твердостями материалов шестерни и колеса не превышает 100 единиц по шкале Бринеля, лимитирует колесо [1].
Допускаемое контактное напряжение [1 ф. (4.21)]: [sН] = sН lim b/SН
Где sН lim b2 = 2 НВср+ 70 - базовый предел контактной выносливости
SН = 1,1 - коэффициент безопасности [1, табл. 4.6]
[sН] = (2*248,5+70)/1,1 = 515,45 МПа
Допускаемое напряжение изгиба [1, ф. (4.24)]
[sF] = sF lim b/SF
Где sF lim b = 1,8 НВср - предел длительной выносливости по напряжениям изгиба
SF = 1,75 - коэффициент безопасности по изгибу По [1, табл. 4.6, с. 90]
[sF] =1,8 НВср2/SF = 1,8*248,5/1,75 = 255,6 МПа
2.3.2 Коэффициенты нагрузки
Kh = Kha Khb Khv
Kf = Kfa Kfb Kfv
Предварительное значение окружной скорости:
Где Cv = 15 [1, табл. 4.9, с. 95]
ya = 0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса [1, табл. 3.3, с. 53]
Степень точности передачи - 9 [1, табл. 4.10, с. 96]
Kha = 1,1 [1, рис.4.7, с.92]; Kfa = 1 [1, с.92]
b/d1 = Ya(Uр+1)/2 = 0,4*(3,55 +1)/2 = 0,91; Khb0 = 1,2 [1, табл. 4.7, с.93]
Согласно [1, ф. 4.30, с. 92]: Khb = Khb0 = 1,2
Согласно [1, табл. 4.8, ф. 4.30, с. 94] Kfb = Kfb0 = 1,2
Khv = 1,01; Kfv = 1,01 [1, табл. 4.11, 4.12, с. 96, 97]
Коэффициенты нагрузки
Kh = 1,1* 1,2 *1,01 » 1,33
Kf = 1* 1,2 *1,01 » 1,21
2.3.3 Основные параметры цилиндрической передачи
Расчетный крутящий момент [1] с. 98:
Tp = Tт KhДKh = 405,93*1* 1,33 » 541,18 Нм
Межосевое расстояние[1, ф. (4.38), с. 98]
где К = 270 - для косозубых передач
103 - численный коэффициент согласования размерностей
Принимаем согласно единого ряда главных параметров [1, с. 51],
а = 140 мм
Ширина колеса: b2 = a Ya = 140 *0,4 = 56 мм
Принимаем b2 = 56 мм
Фактическая окружная скорость:
V = 2apn1 / ((Uр+1) 60) = 2* 140 *p* 325,89 /(3,55+1)60 = 1,05 м/c
Уточняем Kh по [1, рис. 4.7, с. 92]: Kha » 1,1
Проверка по контактным напряжениям [1] ф. (4.41) с. 98
условие контактной прочности выполняется
Окружная сила [1,ф.(4.44),с.99]:
Модуль [1, ф. (4.45), с. 99]:
Где К = 3,5 [1] с. 99
Принимаем согласно рекомендациям [1 с. 53] mn = 1,125 мм
Принимаем угол наклона линии зуба b=12°
Суммарное число зубьев [1, ф. (4.49), с. 100]:
Zå = Z1+Z2 = (2a/mn)cos(b) = (2* 140 / 1,125 )*cos(12°) = 243,45
Принимаем Zå= 244; Число зубьев шестерни и колеса:
Z1 = Zå/(U+1) = 244/(3,55+1) = 53,63; Принимаем Z1= 54;
Z2 = Zå - Z1 = 244 - 54 = 190
Уточняем угол наклона линии зуба:
Фактическое напряжение изгиба [1, ф. (4.54), с. 101]:
sf = Yf Yb Ft KfД Kf / (b mn)
Где Yf - коэффициент формы зуба
Yb - коэффициент наклона зуба
Эквивалентное число зубьев для колеса [1] ф. (4.55) с. 101:
Zv = Z2 / cos3b = 190 /cos3(11,38°) = 201
Тогда: Yf = 3,6 [1, табл. 4.13, с. 101]
Yb = 1 - b/160 = 1 – 11,57 /160 = 0,93
Где b - в градусах и десятичных долях градуса
sf = 3,6 Yb Ft 1 Kf / (b2 mn)
sf = 3,6 * 0,93 * 3716 *1* 1,21 / ( 56 * 1,125 ) = 238,77 МПа
Условие прочности выполняется.
2.3.4 Геометрический расчет цилиндрической передачи
Таблица 2.1 Параметры колес цилиндрической передачи
| Наименование | Расчетная формула | Величина (мм) | |
| Делительный диаметр | d = mnZ / cos b | d1 | 61,97 |
| d2 | 218,03 | ||
| Диаметр окружности вершин | da = d + 2mn(1 + X) | da1 | 64,22 |
| da2 | 220,28 | ||
| Диаметр окружности впадин | df = d - 2mn(1,25 - X) | df1 | 59,16 |
| df2 | 215,22 | ||
Т. к. колеса нарезаны без смещения исходного контура, для шестерни и колеса Х = 0.
2.3.5 Силы в зацеплении цилиндрической передачи
Силы в зацеплении цилиндрической передачи определяем согласно
[1] § 4.9 с. 109
Осевая сила Fa = Ft tg(b) = 3716 * tg( 11,38 °) = 747,64 H
Радиальная сила
Fr = Ft tg(a)/cos(b) = 3716 *tg(20°)/cos( 11,38 °) = 1380 H
3.3.6 Силы в ременной передаче
Скорость движения ремня при диаметре быстроходного шкива
D = 100 мм: Vр = p nном D/60 = p× 730 ×0,1/60 = 3,82 м/с.
Угол охвата a1 = 150°, число ремней Z = 3, масса 1 м длины ремня Б: q = 0,18 кг/м.
Коэффициент длины ремня CL = 0,92 [2, табл. 6.14, с 215].
Коэффициент охвата Сa = 0,92 [2, табл. 6.13].
Коэффициент режима работы Ср = 1 [2, табл. 6.5].
Сила натяжения одного клинового ремня:
F0 = 780 N CL/(Vр Ca Cp Zр) + q Vр2 =
= 780× 4,24 × 0,92 /( 3,82×0,92×1×3) + 0,18×3,822 = 288,36 Н
Сила, действующая на вал:
Fp = 2 F0 Z sin(a1/2) = 2× 288,36 ×3×sin(150/2) = 1671 Н
3. Расчет валов, подбор подшипников
3.1 Предварительный расчет валов
Определяем диаметры выходных концов валов из расчета на кручение. Материал валов - сталь 40Х ГОСТ 4543-88.