1.Энерго-кинематический расчет привода ленточного кристаллизатора.

1.1Выбор электродвигателя. Кинематическая схема.

1-2-прямозубая цилиндрическая передача

3-4-открытая прямозубая цилиндрическая передача

5- полоса кристаллизатора

I-вал электродвигателя

II-входной вал редуктора

III-выходной вал редуктора

IV-входной вал открытой прямозубой передачи

1)Определение требуемой мощности электродвигателя:

;

где

2)Для того, чтобы определить КПД двигателя, составляется уравнение:

где

Р_тр=Р_вых/η_общ=9×10³/0.885=10.17(кВт);

Согласно таблице 1.1[1] принимается значения коэффициентов полезного действия следующими:

;

Теперь можно рассчитать КПД привода, подставив числа в формулу:

Отсюда входная мощность электродвигателя:

1.2 Расчет передаточных отношений

Для расчета общего передаточного числа привода необходимо знать значения передаточных чисел передач.Из таблицы 1.2[1].

Выбирается электродвигатель из таблицы19,28[1]. Наиболее подходящим по данным параметрам является двигатель 160М8/727,поскольку его мощность равна 11 кВт, а частота вращения составляет 750мин^-1

Определение фактического передаточного отношения двигателя:

Так как известно значение ,то можно рассчитать величины частот вращений остальных валов и угловые скорости их вращения:

Поскольку движение передается через муфту и потерь не наблюдается, то:

;

–заданно по условию

1.3 Определение крутящих моментов на валах.

2. Расчет зубчатой передачи.

Выбирается материал, из которого будут изготовлены наши шестерня и колесо, и вид термической обработки:

	Марка стали	Термообработка	Твердость зубьев	, МПа
Колесо	40Х	Улучшение	235…262НВ	640
шестерня			269…302НВ	750

Допускаемые напряжения.

Предварительно определяется средняя твердость рабочих поверхностей зубьев

Шестерни:

Колесо:

2.1 Расчет контактных напряжений

1.Расчеты для шестерни:

Коэффициент долговечности Z_N учитывает влияние ресурса:

;

При расчете на контактную прочность:

;

Шестерни:N_HG=30 285.5^2.4_{ср.шест}=2.4 10⁷;

Колесо: N_HG=30 248.5^2.4_ср.кол=1.7 10⁷;

Условие выполняется, так как:

и 17

Рассчитывается действительное число циклов перемены напряжений :

Рассчитывается коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям.

Для длительно работающих быстроходных передач , следовательно

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб.

Для длительно работающих быстроходных передач , следовательно

Теперь рассчитываются допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба:

Согласно таблице 2.2 [1].

Подставляется в формулу для шестерни:

=1,03

Для колеса:

=1,03 ;

Для цилиндрических передач ≤1,25 _min

=0.45([ + )≥ _min;

[ơ]_H=0.45(580.9+514.3)=492.84; _min;

≤1,25 514,3;

492,84≤642,88- условие выполняется.

2.2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

2.2.1.Межосевое расстояние.

Межосевое расстояние определяется по формуле:

;

Где коэффициент межосевого расстояния К_а=49.5 для прямозубых передач.

);

ψ_ba-коэффициент ширины, принимаемый из ряда стандартных чисел в зависимости от положения колес относительно опор. Так как колеса расположены симметрично,то принимается из промежутка 0,315…0,5 число 0,4[c.18.1]

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обуславливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов.

- коэффициент ширины при твердости зубьев колес>350HB

S=8, определяется по таблицедля симметричного расположения шестерни относительно опор.

Тогда:

Найдем межосевое расстояние:

2.2.2.Предварительные основные размеры колеса.

1.Делительный диаметр:

2.Ширина:

2.2.3.Модуль передачи.

для прямозубых передач, вместо принимается меньшее из значений и .

2.2.4.Суммарное число зубьев

Суммарное число зубьев

2.2.5.Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

;

Вычисляется число зубьев колеса:

2.2.6.Фактическое передаточное число.

;

2.2.7.Диаметры колес

Делительные диаметры для:

1.Шестерни

2.Колеса ;

Диаметры и окружностей вершин и впадин зубьев колес внешнего зацепления в мм:

Ширина для:

1.Шестерни

2.Колеса ;

Окружная скорость вычисляется по формуле:

;

Степень точности зубчатой передачи уточняют по таблице 2.5 [1].

Она равна 9 (передача низкой точности).

2.2.8.Размеры заготовок

;

Должно выполняться условие,что:

;

Проверка:

;

Условие выполняется.

2.2.9.Силы в зацеплении.

1.Окружная сила

2.Радиальная сила

3.Осевая сила

;

2.2.10.Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

1.В зубьях колеса:

Значения коэффициента учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений в зависимости от числа зубьев и коэффициента смещения (x=0) для внешнего зацепления принимают согласно таблице2.5:

Тогда значения коэффициента при коэффициенте смещения х=0.

-коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передаче, вычисляется по формуле:

Коэффициент =1- для прямозубых колес

Коэффициент =1- для твердости колес <350HB

Коэффициент =1,4- для твердости колес <350HB

– верно.

2.В зубьях шестерни:

;

;

– верно.

2.2.11.Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Предварительно определяются значения уточняющих коэффициентов.

Коэффициент распределения нагрузки междузубьям принимают =1-для прямозубых колес.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий принимают =1.

Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, =1,2-для твердости колес <350HB.

= =429,189

418.91 - верно.