Расчет привода ленточного конвейера

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 24 Октября 2012 в 15:50, курсовая работа

Описание работы

В данном курсовом проекте представлен расчёт двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выходном валу редуктора, частоты вращения валов редуктора и рассчитанного коэффициента полезного действия (КПД), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.

Скачать архив (977.15 Кб) Сколько стоит заказать работу?
Файлы: 1 файл

1. ПЗ полный мой.doc

— 1.96 Мб (Скачать файл)

Окружная сила

Ft1 = Ft2 = Ft = = = 11899 ≈ 11900 Н.

Радиальная сила

Fr1 = Fr2 = =  = 4375 Н,  где tgα, α = αW = 200 , т.е tgα = 0,364

 

Осевая сила

Fа1 = Fа2 = Ft · tgβ = 11900 · 0,2144 = 2550 Н.

2.4. Проверка на контактную выносливость  и изгибную прочность зубьев

2.4.1. Проверочный расчёт передачи  на контактную выносливость.

Расчетного напряжения, из условия  обеспечения контактной выносливости зубьев:

,где 

  – коэффициент  нагрузки, при проверке на контактную  выносливость:

, где

1,1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);

1,22 – коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по табл. 4.3. [8]);

1,03 – коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую  в зацеплении (по табл. 4.6. [8]);

1,1 ∙ 1,22· 1,03 = 1,38.

= 567 МПа ≤ 548 МПа

 

Перегрузка составляет:

; 
= 3,5 %.

Фактические контактные напряжения могут  превышать допускаемые не более  чем на 5 %. Условие выполняется.

 

2.4.2. Проверочный расчёт передачи  на изгибную выносливость.

,где

    – коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.

, где

1,00 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления (п. 4.3. [8]);

1,08 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца (по  Табл. 4.4. [8]);

1,06 –  коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.7. [8]);

1,00 · 1,08 · 1,06 = 1,14.

Yβ – коэффициент наклона линии зуба,

Yβ =1 – ;  Yβ  = 1 – = 0,91

коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентных чисел

зубьев  :    ;  

     = = 18,5;

          = = 83,2.

По  таблице 4.12 [8] 4,09, 3,6.

= 69 МПа ≤ 288 МПа;

;                                    
= 78 МПа ≤ 329МПа.

  1. Основные параметры проектируемой быстроходной ступени редуктора.

Т1 = 569 Нм

m = 5,0мм

d1 = 91 мм

b1 = 105 мм

sН = 567 МПа

Т2 =  2434 Нм

z1 = 18

d2 = 409 мм

b2 = 100 мм

[sН] = 548 МПа

n1 = 740 мин-1

z2 = 81

dа1= 101 мм

= 3,52 м/с

[sF1] = 329 МПа

n2 = 164 мин-1

X1 = 0

dа2 = 419 мм

Ft1 = Ft2 = 11900 H

[sF2] = 288 МПа

u = 4,5

X2 = 0

df1 = 78,4 мм

Fr1 = Fr2 = 4375 H

sF1 = 101  МПа

250 мм

12,53º

df2 = 396,59 мм

Fа1 = Fа2 = 2550 H

sF2 = 88,9 МПа


 

 

 

 

 

3.  Расчет тихоходной цилиндрической  ступени редуктора

3.1.  Выбор материала зубчатых колёс

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, приняты материалы со средними механическими  характеристиками  (см. гл.4, табл. 4.1, 4.2, [9]):

- для шестерни : сталь                             : 20ХНМ

                             термическая обработка: цементация

                             твердость, HRC             : 63

- для    колеса : сталь                                : 20ХНМ

                             термическая обработка: цементация

                             твердость, HRC             : 56

3.1.1. Пределы контактной и изгибной  выносливости зубьев 

шестерни:

23∙HRC₃ = 23 · 63 = 1449 МПа;

750 МПа. 

колеса:

23∙HRC₄ = 23 · 56 = 1288 МПа;

700 МПа.

2.1.2. Определение расчетного числа  циклов напряжений:

 

при расчете на контактную выносливость:

;

= 60·69·13000∙0,31= 17 ·  циклов.

при расчете на изгибную выносливость:

;

=60·218·13000∙13000= · циклов.

 

3.1.3. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 =  1208 МПа. 

для материалов колес:

· 1 = 1073 МПа, где

SH min = 1,2 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала.

ZHL = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 120 ∙ 106 – базовое число циклов напряжений при термической обработке – цементация.

Для прямозубых колес в качестве расчетного допустимого контактное напряжение принято наименьшее из допускаемых напряжений:                          

[σн] =  1073 МПа.

3.1.4.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 441 МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 412 МПа, где 

SFmin = 1,70 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

YN = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;

Yα = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки  (при одностороннем приложении нагрузки).

3.2.  Расчет межосевого  расстояния  редуктора по критерию контактной  выносливости

3.2.1. Определение предварительного  межосевого расстояние зубчатых  колёс:

, где

Ка = 49,5  – числовой коэффициент (для прямозубых колес);

ψba =0,315– коэффициенты ширины зубчатых колес;

kНβ =1,07– коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии (зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев, расположения опор и коэффициента ψbд).

ψbd = ψba  · = 0,315 · = 0,65

49,5 ∙ (3,15 + 1)= 227 мм.

 Полученное значение межосевого  расстояния зубчатых колёс округлено до ближайшего значения по ГОСТ 12289–76 [табл. 4.10 [8]],   225 мм.

3.2.2. Определение ширины  венца зубчатого колеса.

0,315 · 227 = 72 мм. Принято  71 мм.

Для шестерни:  75 мм.

Полученное значение согласованно с ГОСТ 6636-69 Ряд  Ra40

3.2.3.Определение модуля зуба.

  2,25 ¸ 6,98 мм.

Принято 6,0 мм ГОСТ 9563-60 (по табл. [4.11.[8]).

3.2.4. Определение количества зубьев.

Определение суммарного числа зубьев:

ZΣ = ,

где β – предварительный угол наклона зубьев, β= 1для косозубых колес;

ZΣ = = 75,00.

Принято 75.

Определение числа зубьев шестерни:

Z3 = = = 18,07

Принято Z3 = 18.

Определение числа зубьев колеса:

Z4 = ZΣ – Z3 = 75 – 18 = 57;

Принято Z4 = 57.

3.2.5. Определение фактического передаточного  числа.

;         = 3,17

3.2.6. Отклонение от ранее принятого  значения.

;   || ∙ 100% = 0,5 %

Отклонений от ранее принятого значения не должны превышать 4%.

 

3.3.  Геометрический расчет  зубчатых колёс

3.3.1. Делительные диаметры колес:

d3 =  = =  108,0 мм,

d4 =  = = 342,0 мм.

Проверка межосевое расстояние по делительным диаметрам колес:

0,5 ∙ (108,0 + 342,0) = 225 мм.

3.3.2.Диаметры вершины зубьев:

= 108,00 + 2 · 6,0 = 120,0 мм;

= 342,00 + 2 · 6,0 = 354,0 мм.

3.3.3. Диаметры впадин зубьев:

= 108,00 – 2,5 · 6,0 = 93,0мм;

= 342,00 – 2,5 · 6,0 = 327,0 мм.

3.3.4. Окружная скорость передачи.

;    =  1,24 м/с.

При такой скорости, для косозубых колес, принята 9-я  степень точности.

 

3.3.5.Силы, действующие в зацеплении:

Окружная сила

Ft3 = Ft4 = Ft = = = 26713 ≈ 26720 Н.

Радиальная сила

Fr3 = Fr4 = =  = 9726 ≈ 9730 Н,  где tgα, α = αW = 200 , т.е tgα = 0,364

   Осевая сила

Fа3 = Fа4 = Ft · tgβ = 26720 · 0= 0 Н.

3.4.  Проверка на контактную  выносливость и изгибную прочность зубьев

3.4.1. Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость.

Расчетного напряжения, из условия  обеспечения контактной выносливости зубьев:

,где 

  – коэффициент  нагрузки, при проверке на контактную выносливость:

, где

1,00 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки между зубьями (п. 4.3. [8]);

1,07 – коэффициент,  учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, связанную с деформацией валов и самих зубьев колес (по Табл. 4.3. [8]);

1,07 – коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку, возникающую  в зацеплении (по Табл. 4.6. [8]);

1,00 · 1,07 · 1,07 = 1,14.

= 1004 МПа ≤ 1073 МПа

Недогрузка составляет:

; 
= 6,4 %.

Фактические контактные напряжения могут  превышать допускаемые не более  чем на 5 %. Недогрузка по контактным напряжениям не может превышать 10¸15 %.

 

3.4.2. Проверочный расчёт передачи на изгибную выносливость.

,где

    – коэффициент нагрузки при проверке на изгибную выносливость.

, где

1,00 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения нагрузки между зубьями, зависящий от степени точности изготовления (п. 4.3. [8]);

1,04 – коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца (по  Табл. 4.4. [8]);

1,07 –  коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении (по Табл. 4.7. [8]);

1,00 · 1,04 · 1,07 = 1,11.

Yβ – коэффициент наклона линии зуба,

Yb =1 – ;  Yb = 1 – = 1,00

коэффициент формы зуба, определяется в зависимости от эквивалентных  чисел 

зубьев  :      = = 18;

          = = 57.

По  таблице 4.12 [8] 4,09, 3,62.

= 253 МПа ≤ 412 МПа;

                   
= 285 МПа ≤ 441 МПа.

 

  1. Основные параметры проектируемой цилиндрической ступени редуктора.

Т2 =2434 Нм

m = 5,0 мм

dw3 = d3 = 130 мм

h = 11,0 мм

[sН] = 1073 МПа

Т3 = 6544 Нм

z3 = 26

dw4 = d4 = 370 мм

bw = b4 = 80мм

sН4 = 1001 МПа

 n2 = 164 мин-1

z4 = 74

dа3 = 140 мм

= 3,23 м/с

[sF3] = 412 МПа

n3 = 58,7 мин-1

X3 = 0

dа4 = 380 мм

Ft4 = Ft3 = 35373 H

[sF4] = 441 МПа

u = 2,8

X4= 0

df3 = 117,5 мм

Fr4 = Fr3 = 12876 H

sF3 = 403,2  МПа

250 мм

0º 0´

df4 = 357,5 мм

Fа4 = Fа3 = 0 H

sF4 = 356,8 МПа


 

 

 

 

 

 

4. Предварительный расчет  валов.

4.1. Назначение предварительных размеров отдельных участков ведущего вала.

= 41 мм, где  = 25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

 

= 65 мм;

= 60 мм;


= 105 мм;

= 70 мм;

= 80 мм;

 

 

Рис. 4. Компоновка быстроходного  вала

 

4.2. Назначение предварительных  размеров отдельных участков  промежуточного вала

= 67 мм,

где =15…25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

 

 

70 мм;

80 мм;

90 мм.

 

 

 

Рис. 5. Компоновка промежуточного вала

 

 

 

4.3. Назначение предварительных  размеров отдельных участков  ведомого вала

 

= 97 мм,

где =15…25 МПа – допускаемое касательное напряжение.

100 мм;


165 мм;

110 мм;

120 мм;

130 мм.

 

 

 

 

Рис. 6. Компоновка тихоходного  вала.

 

 

Диаметры  участков валов назначены исходя из конструктивных соображений.

 

 

 

 

5. Расчет ведущего вала.

5.1. Определение реакций опор  ведушего вала

Определение консольной силы :

,  FМ1=125 = 2981≈ 2980 Н.

Расстояния между точками приложения активных и реактивных сил.

l1 = 100 мм;

           l2 = 100 мм;

  l3 = 150 мм.   

Рис. 5. Расчетная схема ведущего вала

Вертикальная плоскость XOY:

-Fа1 ∙ 0,5 ∙ d1= 0;

= = -1607Н.

-Fа1 ∙ 0,5 ∙ d1= 0;

= = −2767  Н.

Проверка правильности определения  опорных реакций для плоскости  ХОY: −1607 − 4375 + (−2767) = 0.

 

 

Горизонтальная плоскость XOZ:.

;

= −3782 Н.

;

= −11007 Н.

Проверка правильности определения опорных реакций для плоскости ХОZ: -3782 + 11900 −11007 + 2890 = 0.

5.2. Построение эпюр изгибающих моментов ведущего вала

Моменты относительно оси Y:

МA = 0 Нм; 

МN1 = · l1 = −1607 · 100 · 10-3 = −160,7 Нм;

МN2 = · l1 −Fa₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ = (−1607 · 100 − 2550 ∙ 0,5 ∙ 91) · 10-3 = -276 Нм;

МВ = · (l1 +l2) −Fа₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ + FR1 · l2 =

= −1607 · (100 + 100) −2550 ∙ 0,5 ∙ 91 + 5550 · 100 = 0 Нм;

МО = · (l1 + l2+ l3) −Fа₁ ∙ 0,5 ∙ d₁ + FR1 · (l1 + l2)+ · l3 =

= -1607 · (100 + 100 + 150) − 2550 ∙ 0,5 ∙ 91+ 5550 · (100 + 100) − (−2767) · 150 = 0 Нм.

Информация о работе Расчет привода ленточного конвейера