Разработка привода ленточного конвейера

Автор: Пользователь скрыл имя, 29 Октября 2013 в 21:08, курсовая работа

Описание работы

Он состоит из электродвигателя 1, муфты 2, цилиндрического одноступенчатого редуктора 3, открытой зубчатой конической передачи 4, приводного вала 5 с барабаном 6.
Исходные данные для расчета приведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 – Исходные данные для расчета.

Мощность на приводном валу
Р=3500 Вт
Частота вращения барабана
n=92 об/мин
Диаметр барабана
D=630 мм

Содержание

Введение................................................................................................................. 2
1. Энергетический и кинематический расчеты привода................................. 3
1.1.1 Определение расчетной мощности привода............................................ 3
1.1.2 Выбор электродвигателя............................................................................ 4
1.1.3 Определение общего передаточного числа привода и выбор
стандартного редуктора............................................................................................ 4
1.1.4 Определение силовых и кинематических параметров привода.............. 5
2. Расчет открытой передачи привода............................................................. 7
3. Предварительный расчет приводного вала................................................... 14
4. Конструктивные размеры деталей открытой передачи............................ 16
5. Эскизная компоновка привода......................................................................... 18
6. Проверка долговечности подшипников приводного вала по
динамической грузоподъемности .............................................................................. 19
7. Проверка прочности шпоночных соединений................................................ 23
8. Уточненный расчет приводного вала............................................................ 24
9. Сборка привода................................................................................................. 28
Литература.......................................................................................................... 29

Работа содержит 12 файлов

Содержание.doc

— 42.50 Кб (Открыть, Скачать)

1.doc

— 541.00 Кб (Открыть, Скачать)

2.doc

— 140.50 Кб (Скачать)


2 РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ  ЗУБЧАТОЙ  КОНИЧЕСКОЙ  ПЕРЕДАЧИ  ПРИВОДА

 

Для изготовления шестерни и колеса открытой конической передачи выбираем чугун: для шестерни – чугун ВЧ60 с твердостью НВ235, для колеса – чугун ВЧ45 с твёрдостью НВ205 (ГОСТ 7293-85). Механические характеристики материалов приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Механические характеристики материалов.

 

Наименование

Марка

Твердость НВ

Предел прочности σв, МПа

Предел текучести σт, МПа

Шестерня

ВЧ60

235

600

370

Колесо

ВЧ45

205

450

310


 

Определяем  коэффициент долговечности:

 

, (7)

 

где NH0 – число циклов переменных напряжений, соответствующее пределу выносливости [1, табл. 3.3];

N – число циклов переменных напряжений за весь срок службы:

 

N=573·ω·Lh , (8)

 

где ω – угловая скорость соответствующего вала, рад/с;

Lh – срок службы привода, ч;

 

N3=573·32,06·12000=220·106 ;

 

N4=573·9,63·12000=66·106;

 

NH0 3=25·106;

 

NH0 4=16,5·106.

 

Т.к. N3> NH0 3 и N4> NH0 4 то принимаем KHL3= KHL4=1.

Определяем  допускаемые контактные напряжения [σ]H0 , при числе циклов перемены напряжений NH0 [1, табл. 3.1]:

 

[σ]H0=1,8·НВср+67; (9)

 

[σ]H0 3=1,8·235+67=490 Н/мм2;

 

[σ]H0 4=1,8·205+67=436 Н/мм2.

 

Определяем допускаемые  контактные напряжения для зубьев шестерни [σ]H3  и колеса [σ]H4 :

 

[σ]H= KHL·[σ]H0; (10)

 

[σ]H3=1·490=490 Н/мм2;


[σ]H4=1·436=436 Н/мм2.

 

Для расчетов принимаем меньшее из напряжений: [σ]H=436 Н/мм2.

Определяем  коэффициент долговечности:

 

, (11)

 

где NF0 – число циклов переменных напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0=4·106 ([8], с. 140).

Т.к. N3> NF0 3 и N4> NF0 4 то принимаем KFL3= KFL4=1.

Определяем  допускаемые напряжения изгиба [σ]F0 , соответствующие пределу изгибной выносливости  при числе циклов перемены напряжений [1, табл. 3.1]:

 

[σ]F0=1,03·НВср; (12)

 

[σ]F0 3=1,03·235=242 Н/мм2;

 

[σ]F0 4=1,03·205=211 Н/мм2.

 

Определяем  допускаемые напряжения изгиба для  зубьев шестерни [σ]F3  и колеса [σ]F4 :

 

[σ]F= KFL·[σ]F0; (13)

 

[σ]F3=1·242=242 Н/мм2;

 

[σ]F4=1·211=211 Н/мм2.

 

Для расчетов принимаем меньшее из напряжений: [σ]F=211 Н/мм2.

Производим  проектный расчет конической передачи.

Определяем  главный параметр – внешний делительный  диаметр колеса de2 , мм:

 

, (14)

 

где К – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, К = 1 [1, стр. 65]; 

υH – коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес υн = 1[1, стр. 65];

 

;


    мм.

 

Округляем до значения из ряда нормальных линейных размеров, de4=310 мм [1, табл. 13.15].

Определяем углы делительных  конусов шестерни и колеса:

 

δ4=arctg uоп= arctg 3,33=73,28˚; (15)

 

δ3=90-δ2=90-73,28=16,72˚. (16)

 

Определяем внешнее  конусное расстояние:

 

Re=de4/(2sin δ4);  (17)

 

Re=310/(2sin73,28)=161,84 мм.

 

Определяем ширину зубчатого  венца шестерни и колеса:

 

b = ΨR·Re ,  (18)

 

где ΨR – коэффициент ширины венца, ΨR = 0,285[1, стр. 66];

 

b= 0,285·161,84 = 46,12 мм.

 

По табл. 13.15 [1] по ряду Rа40 принимаем b = 45 мм.

Определяем внешний  окружной модуль: 

 

, (19)

 

где υF – коэффициент вида конических колес, υF= 0,85 [1, стр. 67];

K – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, K =1 [1, стр. 67];

 

 мм.

 

Т.к передача открытая увеличиваем полученное значение на 30% [1, стр. 67]:

 

me=2,033·1,3=2,64 мм.

 

Для обеспечения  взаимозаменяемости зубчатых колёс  и унификации зуборезного инструмента  принимаем me=2,5 мм.


Определяем число зубьев колеса и шестерни:

 

z4=de4/me=310/2,5=124; (20)

 

z3=z4/uоп=124/3,33=37,23≈37; (21)

 

Определяем  фактическое передаточное число  и проверяем его отклонение от заданного:

uф=z4/z3=124/37=3,35; (22)

 

Δuф=|uф-uоп|/uоп ·100%; (23)

 

Δuф=|3,35-3,33|/3,33∙100%=0,64% ≤ 4%,

 

условие выполняется.

Определяем  действительные углы делительных конусов колеса и шестерни:

 

δ4=arctg uф=arctg 3,35=73,38˚;

 

δ3 = 90-δ4 = 90-73,38 = 16,62˚.

 

Выбираем коэффициент  смещения инструмента [1, табл. 4.6]:

xe3=0,26

xe4=-0,26

Определяем фактические  диаметры шестерни и колеса:

делительный диаметр:

 

de3=me·z3=2,5·37=92,5 мм; (24)

 

de4=me·z4=2,5·124=310 мм. (25)

 

Диаметр вершин зубьев:

 

dae3=de3+2·(1+xe3)·me·cos δ3; (26)

 

dae3=92,5+2·(1+0,26)·2,5·cos16,62=98,54 мм;

 

dae4=de4+2·(1-xe3)·me·cos δ4; (27)

 

dae4=310+2·(1-0,26)·2,5·cos73,38=311,06 мм.

 

Диаметр впадин зубьев:

 

dfe3=de3 -2·(1,2-xe3)·me·cos δ3;  (28)


dfe3=92,5-2·(1,2-0,26)·2,5·cos16,62=88 мм;

 

dаe4 = de4 - 2·(1,2+xe3)·me·cos δ4; (29)

 

dаe4= 310-2·(1,2+0,26)·2,5·cos73,38 = 307,91 мм.

 

Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

 

d3=0,857·de3=0,857·92,5=79,27 мм; (30)

 

d4=0,857·de4=0,857·310=265,67 мм. (31)

 

Проверяем зубья колес на прочность по контактным напряжениям:

 

, (32)

 

где Кнα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес, Кнα=1 [1, стр. 69];

Кнυ– коэффициент динамической нагрузки. По табл. 4.3 [1] в зависимости от окружной скорости и степени точности:

 

v=ω4·d4/(2·103)=9,63·265,67/(2·103)=1,28 м/с, (33)

 

принимаем Кнυ=1,1;

Ft – окружная сила в зацеплении:

 

Ft=2·T4·103/d4=2·363,3·103/265,67=2735 H; (34)

 

 Н/мм2.

Перегрузка составляет:

 

ΔσH=|σH -[σH]|/[σH] ·100%=1,1%, (35)

 

что допустимо.

Проверяем напряжения изгиба зубьев колеса и шестерни:

 

; (36)

 

, (37)


где K – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями колес, K=1 [1, стр. 70];

K – коэффициент динамической нагрузки, K=1,28 [1, табл. 4.3];

YF3 и YF4 – коэффициенты формы зуба. По табл. 4.7 [1] в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни и колеса:

 

zυ3=z3/cosδ3=37/cos16,62=38,61; (38)

 

  zυ4=z4/cosδ4=124/cos73,28=431, (39)

 

принимаем YF3=3,53; YF4=3,65;

Yβ – коэффициент, учитывающий наклон зуба, Yβ=1 [1, стр. 70];

 

;

 

,

 

условия прочности на изгиб выполняются.

Таблица 2.2 – Параметры  зубчатой конической передачи.

 

Проектный расчёт

1

2

3

4

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Внешнее конусное расстояние Re , мм

161,84

Внешний делительный  диаметр:

шестерни de3 , мм

колеса de4 , мм

 

 

92,5

310

Внешний окружной модуль me , мм

2,5

Ширина зубчатого  венца b, мм

45

Внешний диаметр  окружности вершин:

шестерни dae3 , мм

колеса dae4 , мм

 

 

98,54

311,06

1

2

3

4

Число зубьев:

шестерни z3

колеса z4

 

37

124

Внешний диаметр  окружности впадин:

шестерни dfe3 , мм

колеса dfe4 , мм

 

 

88

307,91

Вид зубьев

прямые

Угол делительного конуса:

шестерни δ3

колеса δ4

 

 

16,62

73,38

Средний делительный  диаметр:

шестерни d3 , мм

колеса d4 , мм

 

 

79,27

265,67

Проверочный расчёт

Параметр

Допускаемые значения

Расчётные значения

Примечание

Контактные  напряжения σH , Н/мм2

436

440,84

Перегрузка  менее 5%

Напряжения изгиба, Н/мм2

σF3

242

133,63

 

σF4

211

129,24

 

 

 


 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 


3.doc

— 54.00 Кб (Открыть, Скачать)

4.doc

— 83.50 Кб (Открыть, Скачать)

5.doc

— 29.50 Кб (Открыть, Скачать)

6.doc

— 84.50 Кб (Открыть, Скачать)

7.doc

— 30.00 Кб (Открыть, Скачать)

8.doc

— 115.00 Кб (Открыть, Скачать)

9.doc

— 29.00 Кб (Открыть, Скачать)

Введение.doc

— 24.00 Кб (Открыть, Скачать)

Литература.doc

— 25.50 Кб (Открыть, Скачать)

Информация о работе Разработка привода ленточного конвейера