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

Страницы работы

22 страницы (Word-файл)

Фрагмент текста работы

 
Новосибирская государственная академия водного транспорта
Кафедра « ТММ и ДМ»
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка

ДМ КП 2003.12.01. ПЗ.

            Студент                                                         ( )   Группа  СЭ – 31

            Руководитель                                                                        ( )

Новосибирск 2003 г.

 
 
 
 

Содержание

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

 

ДМ КП 2003.12.01. ПЗ.

Лист

3

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 
 
ВВЕДЕНИЕ

Целью курсового проектирования является расчёт и конструирование привода ленточного конвейера:

-    электродвигателя

-  ременная передача

-  одноступенчатого зубчатого редуктора с прямозубыми цилиндрическими колесами

-  муфты

-  плиты

 

ДМ КП 2003.12.01. ПЗ.

Лист

4

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 
 
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1. Целью кинематического и силового расчета Является определение мощности электродвигателя и его подбор; определение общего и передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням.

                                                                                                                               Таблица 1.1

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

Nэ

Nэ = PV10 –3 / η0

 

Диаметр делительной  окружности тяговой звездочкой, мм

D0

D0 = 150

 

Частота вращения ведомого вала, мин-1

nпр

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

 

Передаточное отношение ременной передачи

iP

iP = 2 – 4

 

Передаточное отношение одноступенчатого редуктора

iРЕД

iРЕД = 1,6 – 8

 

Ориентировочное передаточное отношение привода

i0

i0 = iP · iРЕД = (2 – 4) · ( 1,6 – 8) = (3,2 - 32)

 

Ориентировочное частота вращения вала двигателя, мин  - 1

nЭ

nЭ = nпр · i0 = 0,86(3,2 - 32) = (285 – 2851 )

 

Принятый двигатель

----

4А80В4/1415 – по рекомендациям

 

Характеристика двигателя

-----

N = 1,5 кВт, nЭ = 1415

 

Передаточное отношение привода

i0

i0 = nЭ/ nпр = 1415/89,1 = 15,88

 

Распределение передаточного отношения по ступеням привода:

 

ременная передача

iР

iР = 2,5

 

редуктор

iРЕД

iРЕД = i0/ iР 15,88/2,5 = 6,3

 

1 – я ступень редуктора

u1

u1 = 6,3

 

1.2. Уточненные значения частот вращения и моменты на валах редуктора

                                                                                                                                                    Таблица 1.2

Вал

Частота вращения (n), мин – 1

Крутящий момент (Т), Н · м

Первый

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

Т1 = 9,55(N/ nЭ) iР · 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

 

ДМ КП 2003.12.01. ПЗ.

Лист

5

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 
 

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА

2.1. Расчет быстроходной ступени

2.1.1.Критериями работоспособности закрытых зубчатых передач является прочность зубьев: активных поверхностей и изгибная.

Расчет зубчатых передач проводится в два этапа: проектировочный – из условий контактной выносливости определяются основные размеры передачи и проверочный – при известных параметрах передачи и условиях ее работы определяют контактные и изгибные напряжения и сравниваются с допускаемыми по выносливости материала. В результате проверочного расчета могут быть уточнены размеры передачи, материал и термохимическая обработка зубьев колес.

2.1.2 Исходные данные при расчете быстроходной ступени: T1 = 24,42 Нм, Т2 = 148,48 Нм,

η1= 558 мин – 1, u1= 6,3 ; с целью снижения шума зубчатая пара изготавливается с косозубыми колесами. Согласно рекомендациям (см. табл. 3.1 и 3.2) принимаются материал и термообработка шестерни и колеса: шестерня – сталь 40ХН, σВ = 920 МПа, σТ = 750 МПа, термообработка улучшение и поверхностная закалка т. в. ч. НВ = 269 – 302 сердцевины, HRC = 50 – поверхности; колесо – сталь 40Х , σВ = 900 МПа, σТ = 750 МПа, термообработка улучшение, НВ = 269 – 302. При этом обеспечивается приработка зубьев.

2.1.3.Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость и перегрузки

Таблица 2.1

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

Предел контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса, Мпа

σHlimв1

σHlimв1= 17НHRC + 200 = 17 · 50 + 200 = 1050

σHlimв2= 17НHRC + 200 = 17 · 45 + 200 = 965

Коэффициент безопасности для шестерни и колеса

SH

SH1 = 1,2 – для шестерни (закалка т.в.ч)

SH2 = 1,2 – для колеса (закалка т.в.ч)

Коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев 

ZR

ZR = 0,95 при Ra = 2,5 – 1,25

Коэффициент, учитывающий окружную скорость

ZV

ZV = 1

Коэффициент нагрузки в сутки по часам

Kсут

Kсут = 0,1

Коэффициент нагрузки в году по дням

Kгод

Kгод = 0,6

Срок службы в годах

L

L = 1,0

Число часов работы передачи за расчетный срок службы, ч

t

t = 24Kсут · 365KгодL = 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

Ti

ti

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

NНЕ

NНЕ1 = 60cn∑[( Ti/ T1)3ti] = 60·1· 558(1/1) 3·105,2 +

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

NНЕ2 = NНЕ1/ u1 = 4,9 · 106 / 6,3 = 7,7· 106

Базовое число циклов перемены напряжений

NНС

NНС = HB = 480, NHO = 85 · 106, NHO = 70 · 106,

 

ДМ КП 2003.12.01. ПЗ.

Лист

6

 

Изм.

Лист

№ докум.

Подп.

Дата

 
 

Продолжение табл. 2.1

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

Коэффициент долговечности

KHL

KHL = NНЕ/ NНС > 1 ,  KHL = KHL = 1

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса, МПа

σHP

σHP = σHlimв1/ SH1 ZR ZV KHL

σHP1 = 1050/1,2 · 0,95 · 1 · 1 = 831,25

σHP2 = 96,5/1,2 · 0,95 · 1 · 1 = 764

Выбираем наименьшей т.е σHP2

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

σHPmax

σHpmax = 2,8 σТ = 2,8 · 750 = 2100

2.1.4.Допускаемые напряжения изгиба при расчете на выносливость и перегрузку

Таблица 2.2

Наименование параметров

Обознач.

Расчетные формулы и указания

Предел выносливости зубьев при изгибе шестерни и колеса, МПа

σвlimв1

σвlimв1 = 600;  σвlimв2 = 600

Коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала шестерни и колеса

SIF

SIF1 = 1,75 – для шестерни (закалка т.в.ч)

SIF2 = 1,75 – для колеса (закалка т.в.ч)

Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса

SIIF

SIIF1 = SIIF2 = 1 – поковок и штамповок

Коэффициент безопасности для шестерни и колеса

SF

SF1 = SIF1 · SIIF1 = 1,75 · 1 = 1,75

SF2 = SIF2 · SIIF2 = 1,75 · 1 = 1,75

Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки

KFC

KFC = 1 при одностороннем приложении нагрузки

Показатель кривой усталости

mF

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

Эквивалентное число циклов перемены напряжений зубьев шестерни и колеса

NFE

NFE = 60cn∑[( Ti/ T1)9ti] = 60·1· 558(1/1) 9·105,2 +

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

NFЕ2 = NFЕ1/ u1 = 3,5 · 106 / 6,3 = 5,5 · 106

Базовое число циклов перемены напряжений

NFO

NFO = 4 · 106 – для всех сталей

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса

KFL

NFE > NFO, KFL1 = KFL2 = 1

Допускаемые напряжения изгиба зубьев шестерни

σFP

σFP = (σвlimв1/ SF) KFC KFL

σFP1 = (600/1,75) · 1 · 1 = 342

σFP2 = (600/1,75) · 1 · 1 = 342

Допускаемые предельное напряжение на изгиб зубьев колеса, как менее

Похожие материалы

Информация о работе