Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт

Автор работы: Пользователь скрыл имя, 16 Мая 2013 в 17:08, курсовая работа

Описание работы

Для соединения выходных концов вала редуктора и барабана используются муфты.
Отметим, что при работе привода возможны сильные рывки.
Выпуск предусматривается крупносерийный.

Содержание работы

1. Введение
2. Кинематический расчет
3. Расчёт цилиндрической передачи
3.1 Выбор материала и термообработки
3.2 Определение допускаемых напряжений
3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность
3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность
3.3 Определение основных параметров передачи
3.4 Определение сил в зацеплении
3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность
3.6. Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность
4. Предварительный расчёт валов
4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений
4.2 Предварительный расчёт быстроходного вала
4.3 Предварительный расчёт промежуточного вала
4.4 Предварительный расчёт тихоходного вала
5. Выбор муфт
6. Выбор подшипников
6.1. Выбор типа и типоразмера подшипника
6.2. Выбор схемы установки подшипников
6.3. Проверка долговечности подшипников тихоходного вала
6.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах
6.3.2 Проверка долговечности подшипников
7. Конструирование элементов цилиндрической передачи
8. Расчёт шпонок
9. Уточнённый расчёт валов
9.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
9.2. Проверка статической прочности вала
9.3. Проверка усталостной прочности тихоходного вала
10. Конструктивные элементы валов, допуски, посадки и шероховатости
11. Смазка редуктора
12. Конструирование крышек подшипников
13. Конструирование корпуса редуктора
14. Конструирование рамы
15. Сборка редуктора и монтаж привода
15.1 Сборка редуктора
15.2 Монтаж привода
Заключение
Список литературы

Файлы: 1 файл

расчет ленточного транспортера.docx

— 387.17 Кб (Скачать файл)

NK=60 • n • n• Lh=60 • 153,4 • 1 • 14400=13 • 107

Коэффициент учитывающий  влияние шероховатости

ZR=1

Коэффициент учитывающий  влияние окружной скорости

ZV=1

V= 0,57 м/с

= =167 мм

Коэффициент учитывающий  запас прочности

SH=1,2

Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые контактные напряжения

[σ] Н= σ Нlim •ZN•ZR•ZV/SH=1007,5 • 1 • 1 • 1/1,2=840 МПа

Предел контактной выносливости

[σ] Н1lim=17HRCcp+200=17•50+200=1007,5 МПа

Коэффициент долговечности

ZN= =1 при условии 1 ≤ Z≤ Z N max

NHG=30HBcp2.4 ≤12 • 10=30 • 4802.4 = 8,1• 107

NK=60 • n • n• Lh=60 • 41,5 • 1 • 14400=3,5 • 107

Коэффициент учитывающий  влияние шероховатости

ZR=1

Коэффициент учитывающий  влияние окружной скорости

ZV=1

V= 0,15 м/с

= =167 мм

Коэффициент учитывающий  запас прочности

SH=1,2

3.2.2 Допускаемые  напряжения при расчёте на  изгибную усталостную прочность

Быстроходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] F1= σ Flim • Y• Y• Y/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

YN= =1 при условии 1 ≤ Y≤ Y N max  

 

q=9 коэффициент  для закаленных и поверхностно  улучшенных зубьев 

 

NFG=4 • 10число циклов

NК=6,3• 108

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий  влияние шероховатости 

 

YR=1

Коэффициент учитывающий  влияние двустороннего приложения нагрузки 

 

YА=1, 

 

при одностороннем  приложении

Коэффициент запаса прочности  

 

SF=1,7

Быстроходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] F2= σ Flim • Y• Y• Y/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

YN= =1 при условии 1 ≤ Y≤ Y N max

q=9 коэффициент  для закаленных и поверхностно  улучшенных зубьев

NFG=4 • 10число циклов

NК=1,3• 108

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий  влияние шероховатости 

 

YR=1

Коэффициент учитывающий  влияние двустороннего приложения нагрузки 

 

YА=1, 

 

при одностороннем  приложении

Коэффициент запаса прочности  

 

SF=1,7

Тихоходная ступень, шестерня:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] F1= σ Flim • Y• Y• Y/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

YN= =1 при условии 1 ≤ Y≤ Y N max

q=9 коэффициент  для закаленных и поверхностно  улучшенных зубьев

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий  влияние шероховатости 

 

YR=1

Коэффициент учитывающий  влияние двустороннего приложения нагрузки

YА=1, 

 

при одностороннем  приложении

Коэффициент запаса прочности  

 

SF=1,7

Тихоходная ступень, колесо:

Допускаемые напряжения изгиба

[σ] F2= σ Flim • Y• Y• Y/ SF=650 • 1 • 1 • 1/1,7=382 МПа

Предел выносливости

σ Flim=650 МПа - принимаем

Коэффициент долговечности

YN= =1 при условии 1 ≤ Y≤ Y N max

q=9 коэффициент  для закаленных и поверхностно  улучшенных зубьев

При NК >NFG принимают NК =NFG

Коэффициент учитывающий  влияние шероховатости 

 

YR=1

Коэффициент учитывающий  влияние двустороннего приложения нагрузки

YА=1, 

 

при одностороннем  приложении

Коэффициент запаса прочности

SF=1,7

3.3 Определение  основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

Быстроходная ступень

принимаем a= 180 мм

где K= 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс; 

 

КН= КНV· КНβ· КНα=1,09 · 1,25 ·1,162=1,583 

 

КНV=1,09 - принимается по таблице 

 

КHβ = 1+ (К0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,9 =1,25 –

коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке;

КHW=0,9

ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,25 (4,76 + 1) =0,72

КНβ0=1,28

КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,9 = 1,162

К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18

Т2=172,77 Н·м

UБ = 4,76 

 

ψвa= 0,25 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении

Тихоходная ступень

принимаем a= 250мм

где K= 450 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс;

КН= КНV· КНβ· КНα=1,03 · 1,18 ·1,11=1,34 

 

КНV=1,03 - принимается по таблице 

 

КHβ = 1+ (К0-1) · КHW = 1+ (1,28 - 1) · 0,63 =1,18 –

коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке; 

 

КHW=0,63

ψBd=0,5 ψBа (UБ + 1) =0,5 · 0,315 (3,69 + 1) =0,74

КНβ0=1,28

КНα=1 + (К0Нα - 1) · КHW=1 + (1,18 - 1) 0,63 = 1,18

К0Нα=1 + 0,06 (nст - 5) =1 + 0,06 (8 - 5) =1,18

Т2=781,3 Н·м

UБ = 3,69 

 

ψвa= 0,315 - коэффициент ширины колеса при не симметричном расположении

Предварительные размеры  колес:

Делительный диаметр быстроходного  колеса

d2=2·awu/ (u+1) =2·180·4,76/ (4,76+1) = 297,5 мм

Ширина быстроходного  колеса:

b= ψa·aw=0,25·180=45 мм

Делительный диаметр тихоходного  колеса

d2=2·awu/ (u+1) =2·250·3,69/ (3,69+1) = 363,39 мм

Ширина тихоходного колеса:

b= ψa·aw=0,315·250=78,75 мм, принимаем 80 мм

Модули передач:

Быстроходная ступень:

K= 3,4.103- коэффициент модуля;

K= KFV. K. K=1,09.0,188.1,18 =0,24- коэффициент нагрузки;

KFV=1,09 принимается по таблице

K=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188

K= KHα°=1,18

принимаем m = 3 мм в соответствии со стандартным значением.

Тихоходная ступень:

K= 3,4.103- коэффициент модуля;

K= KFV. K. K=1,03.0,188.1,18 = 0,23- коэффициент нагрузки;

KFV=1,03 принимается по таблице

K=0,18+0,82 KHβ°=0,18.0,82.1,28=0,188

K= KHα°=1,18

принимаем m = 5 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

Быстроходная ступень:

zΣ=2·aw/m=2·180/3=120

Принимаем zΣ=120.

Тихоходная ступень:

zΣ=2·aw/m=2·250/5=100  

 

Принимаем zΣ=100.

Число зубьев шестерни и колеса:

Быстроходная ступень:

Шестерня:

z1= zΣ / (u+1) =120/ (4,76+1) =20

Колесо:

z2= zΣ - z1=120-20=100

Тихоходная ступень:

Шестерня:

z1= zΣ / (u+1) =100/ (3,69+1) =21

Колесо:

z2= zΣ - z1=100-21=79

Фактическое передаточное число:

Быстроходная ступень:

uф= z2/ z1=100/20=5

Тихоходная ступень:

uф= z2/ z1=79/21=3,76

Отклонение от заданного  передаточного числа:

Быстроходная ступень:

3,76% - такое расхождение  допускается.

Тихоходная ступень:

2,69% - такое расхождение  допускается.

Диаметры колес:

Быстроходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m=20 · 3 = 60 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2а- d1=2 · 180 - 60=300 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=60 + 2 · 3=66 мм

dа2= d2+2m=300 + 2 · 3=306 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1 - 2 · 1,25 · m=60 - 2 · 1,25 ·3 =52,5 мм

df2= d2 - 2 · 1,25 · m =300 - 2 · 1,25 ·3 =292,5 мм

Ширина шестерни:

b1= b· 1,07 = 45 · 1,07 = 48 мм

Окружная скорость колеса:

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в  таблице 3.3.1

Таблица 3.3.1

 

Модуль (мм)

Межосевое расстояние (мм)

Число зубьев

Делительный диаметр (мм)

Ширина

(мм)

Шестерня

3

180

100

60

48

Колесо

   

20

300

45


Тихоходная ступень:

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m=21 · 5 = 105 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2а- d1=2 · 250 - 105=395 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=105 + 2 · 5=115 мм

dа2= d2+2m=395 + 2 · 5=405 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1 - 2 · 1,25 · m=105 - 2 · 1,25 ·5 =92,5 мм

df2= d2 - 2 · 1,25 · m =395 - 2 · 1,25 ·5 =382,5 мм

Ширина шестерни:

b1= b· 1,07 = 80 · 1,07 = 86 мм

Окружная скорость колеса:

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в  таблице 3.3.2

 

Таблица 3.3.2

 

Модуль (мм)

Межосевое расстояние (мм)

Число зубьев

Делительный диаметр (мм)

Ширина

(мм)

Шестерня

5

250

21

105

86

Колесо

   

79

395

80


 

 

3.4 Определение  сил в зацеплении

Быстроходная ступень:

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

Fr=Ft·tg20º=5759· tg20º=2096 H

где α = 20º - стандартный угол.

Результаты расчёта представлены в таблице 3.4 1

Информация о работе Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического двухступенчатого редуктора и соединительных муфт