Кинематический и силовой расчет привода ленточного конвейера. Расчет зубчатой передачи редуктора. Расчет деталей редуктора

Техническое задание

Введение

4

1 Кинематический и силовой расчет привода

5

2 Расчет зубчатой передачи редуктора

6

3 Расчет деталей редуктора

11

3.1 Проектирование валов редуктора

11

3.2 Расчет тихоходного вала редуктора

13

3.3 Расчет подшипников качения на тихоходном валу

16

3.4 Расчет шпоночного соединения

16

4 Расчет ременной передачи привода

18

5 Расчет муфты

21

6 Технико – экономические показатели

21

Литература

23

Спецификация редуктора цилиндрического

Спецификация привода цепного конвейера

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

К.п.д. упругой муфты

η₁

η₁ = 0,985

К.п.д. пары подшипников качения

η₂

η₂ = 0,995

К.п.д. цилиндрической закрытой зубчатой пары

η₃

η₃ = 0,97

К.п.д. ременной передачи

η₄

η₄ = 0,97

Общий  К.п.д. привода

η₀

η₀ = η₁ η₂² η₃² η₄ = 0,985 0,995²0,97² 0,97 = 0,86

Необходимая мощность двигателя, кВт

N_э

N_э = PV10 ^–3 / η₀

Диаметр делительной  окружности тяговой звездочкой, мм

D₀

D₀ = 150

Частота вращения ведомого вала, мин^-1

n_пр

n_пр = 6000V/π D₀ = 6000·0,7/3,14·150=89,1

Передаточное отношение ременной передачи

i_P

i_P = 2 – 4

Передаточное отношение одноступенчатого редуктора

i_РЕД

i_РЕД = 1,6 – 8

Ориентировочное передаточное отношение привода

i₀

i₀ = i_P · i_РЕД = (2 – 4) · ( 1,6 – 8) = (3,2 - 32)

Ориентировочное частота вращения вала двигателя, мин  ^{- 1}

n_Э

n_Э = n_пр · i₀ = 0,86(3,2 - 32) = (285 – 2851 )

Принятый двигатель

----

4А80В4/1415 – по рекомендациям

Характеристика двигателя

-----

N = 1,5 кВт, n_Э = 1415

Передаточное отношение привода

i₀

i₀ = n_Э/ n_пр = 1415/89,1 = 15,88

Распределение передаточного отношения по ступеням привода:

ременная передача

i_Р

i_Р = 2,5

редуктор

i_РЕД

i_РЕД = i₀/ i_Р 15,88/2,5 = 6,3

1 – я ступень редуктора

u₁

u₁ = 6,3

Вал

Частота вращения (n), мин ^{– 1}

Крутящий момент (Т), Н · м

Первый

n₁ = (n_Э/i_Р)(1 – ζ) = (1415/25)(1 – 0,0015) = 557,51 примем 558

Т₁ = 9,55(N/ n_Э) i_Р · η₄ · η₂ = 9,55 · 10³ (1,5/1415) · 2,5 · 0,97 · 0,995 = 24,42

Второй

n₂ = n₁/ u₁ = 88,57

Т₂ = Т₁ · u₁ ·  η₂ · η₃ = 148,48

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, Мпа

σ_Hlimв1

σ_Hlimв1= 17Н_HRC + 200 = 17 · 50 + 200 = 1050

σ_Hlimв2= 17Н_HRC + 200 = 17 · 45 + 200 = 965

Коэффициент безопасности для шестерни и колеса

S_H

S_H1 = 1,2 – для шестерни (закалка т.в.ч)

S_H2 = 1,2 – для колеса (закалка т.в.ч)

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев 

Z_R

Z_R = 0,95 при R_a = 2,5 – 1,25

Коэффициент, учитывающий окружную скорость

Z_V

Z_V = 1

Коэффициент нагрузки в сутки по часам

K_сут

K_сут = 0,1

Коэффициент нагрузки в году по дням

K_год

K_год = 0,6

Срок службы в годах

L

L = 1,0

Число часов работы передачи за расчетный срок службы, ч

t

t = 24K_сут · 365K_годL = 24   365 · 0,6 · 1,0 = 526

Число зацеплений зуба за один оборот колеса 

C

C = 1

Частота вращения шестерни, минˉ ¹

n₁

n₁ =558

Крутящие моменты, передаваемые шестерней в течение соответствующих промежутков времени

T_i

t_i

T₁; t₁ = 0,2t₁ = 0,2 · 526 = 105,2

T₂ = 0,6T₁; t₂ = 0,3t₁ = 0,3 · 526 = 157,8

T₃ = 0,3T₁; t₃ = 0,5t₁ = 0,5 · 526 = 263

Эквивалентное число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса

N_НЕ

N_НЕ1 = 60cn∑[( T_i/ T₁)³t_i] = 60·1· 558(1/1) ³·105,2 +

+(0,6/1)³·157,8  + (0,3/1)³ ·263 = 4,9 · 10⁶

N_НЕ2 = N_НЕ1/ u₁ = 4,9 · 10⁶ / 6,3 = 7,7· 10⁶

Базовое число циклов перемены напряжений

N_НС

N_НС = HB = 480, N_HO = 85 · 10⁶, N_HO = 70 · 10⁶,

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

Коэффициент долговечности

K_HL

K_HL = N_НЕ/ N_НС > 1 ,  K_HL = K_HL = 1

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, МПа

σ_HP

σ_HP = σ_Hlimв1/ S_H1 Z_R Z_V K_HL

σ_HP1 = 1050/1,2 · 0,95 · 1 · 1 = 831,25

σ_HP2 = 96,5/1,2 · 0,95 · 1 · 1 = 764

Выбираем наименьшей т.е σ_HP2

Допускаемое предельное контактное напряжение зубьев колеса, как менее прочное, МПа

σ_HPmax

σ_Hpmax = 2,8 σ_Т = 2,8 · 750 = 2100

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

Предел выносливости зубьев при изгибе шестерни и колеса, МПа

σ_вlimв1

σ_вlimв1 = 600;  σ_вlimв2 = 600

Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала шестерни и колеса

S^I_F

S^I_F1 = 1,75 – для шестерни (закалка т.в.ч)

S^I_F2 = 1,75 – для колеса (закалка т.в.ч)

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса

S^II_F

S^II_F1 = S^II_F2 = 1 – поковок и штамповок

Коэффициент безопасности для шестерни и колеса

S_F

S_F1 = S^I_F1 · S^II_F1 = 1,75 · 1 = 1,75

S_F2 = S^I_F2 · S^II_F2 = 1,75 · 1 = 1,75

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

K_FC

K_FC = 1 при одностороннем приложении нагрузки

Показатель кривой усталости

m_F

m_F = 9 – для зуб. колес со шлифованной передней поверхностью зубьев

Эквивалентное число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса

N_FE

N_FE = 60cn∑[( T_i/ T₁)⁹t_i] = 60·1· 558(1/1) ⁹·105,2 +

+(0,6/1)⁹·157,8  + (0,3/1)⁹ ·263 = 35 · 10⁶

N_FЕ2 = N_FЕ1/ u₁ = 3,5 · 10⁶ / 6,3 = 5,5 · 10⁶

Базовое число циклов перемены напряжений

N_FO

N_FO = 4 · 10⁶ – для всех сталей

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса

K_FL

N_FE > N_FO, K_FL1 = K_FL2 = 1

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни

σ_FP

σ_FP = (σ_вlimв1/ S_F) K_FC K_FL

σ_FP1 = (600/1,75) · 1 · 1 = 342

σ_FP2 = (600/1,75) · 1 · 1 = 342

Допускаемые предельное напряжение на изгиб зубьев колеса, как менее