Расчёт тихоходной ступени редуктора.

Факультет КМК

Кафедра К3-КФ

 

Проектирование привода цепного транспортера.

 

 

Студент _______________ (Бедняшов Р.В.)

Группа МСХ-62

Консультант _______________ (Комаров И.А.)

 

 

Г. Калуга 2005

Содержание

 

2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера 4

3. Выбор электродвигателя 5

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода 7

5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач 9

6. Определение диаметров валов 20

7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности. 21

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость 23

9. Выбор и расчёт шпоночных соединений 26

10. Литература 28

2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера

 

 

Выбор электродвигателя

 

1. Общий коэффициент полезного действия:

 - КПД упругой и компенсирующей муфты

 - КПД передачи

-КПД звёздочки

- КПД подшипника

2. Мощность электродвигателя:

 кВт

где F_t = 5300 Н – окружное усилие на барабане;

v = 0,68 м/с – скорость цепей транспортёра;

По таблице определяем, что Р_эл = 7,5 кВт.

3. Частота вращения приводного вала:

мин^-1,

где n₄ – частота вращения приводного вала [мин^-1];

 мм – диаметр звёздочки;

4. Частота вращения э/д:

 мин^-1

где n΄_эд – предварительная частота вращения э/д [мин^-1];

U_общ – общее передаточное число;

 , где

;

U_т =4

Принимаем n_эд = 730 мин^-1.

Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующие параметры: Р_эд = 7,5 кВт, n_эд = 730 мин^-1.

 

Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

 

Определим мощности: кВт;

                            ;

                                 ;

                                 ;

где  – мощность на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводного вала,  – коэффициенты полезного действия быстроходной и тихоходной ступени, муфты и звёздочки соответственно.

Определим частоту вращения: ;

                                 ;

                                 ;

                                 ;

где  – частота вращения на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводном вале,  – передаточное число, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Определим крутящие моменты: ;

                                 ;

                                 ;

                                

где  – крутящие моменты на валах редуктора быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов .

Результаты расчётов занесём в таблицу 1.

 

Таблица 1.

Вал	Мощность	Частота вращения	Крутящий момент
1	2,18	750	27,7
2	2,09	172,5	115,76
3	2,01	43,13	444.5
4	1.91	43,13	422,4

Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач

 

Расчёт тихоходной ступени редуктора.

Материал колеса и шестерни – сталь 45 улучшение. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, по таблице 3.1 имеем:

для шестерни: , , ;

для колеса: , , ;

где  – твёрдость рабочей поверхности зубьев,  и  – предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость  и на изгибную выносливость  по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы №0: ; .

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов  перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , где  и  – частота вращения шестерни и колеса соответственно;  – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Так как , то принимаем .

Так как , то принимаем .

Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где  – коэффициенты приведения на изгибную выносливость;  – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как  , то принимаем .

Так как  , то принимаем .

Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим, что , , ,  – для шестерни и , , ,  – для зубчатого колеса,

где  и  – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности;  и  – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: , , , , где  – предел текучести материала колеса или шестерни;

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи: , , , , где  и  – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности;  и  – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.

Проверим передачу на контактную выносливость и изгибную выносливость: , , , .

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений: .

Принимаем

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

где ψ_а = 0,4 – коэффициент ширины тихоходной ступени.

=4– передаточное число ступени редуктора;

= 210.3 МПа – допускаемое контактное напряжение;

=1.04 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по рис. 6.2;

=422.4Н м– крутящий момент на валу колеса;

 – коэффициент нагрузки на контактную выносливость, определяется следующим образом.

Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:

 и ,

где  и  – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

 и  – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

 - для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке;

Коэффициент  определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что  и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки

 и .

Принимаем а = 250 мм

Определяем рабочую ширину колеса:

.

Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле:

,где =215.7МПа–изгибное напряжение на колесе; , . Тогда . Из стандартного ряда значений  по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .

Определим минимально возможный угол наклона зуба .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем .

Определяем действительное значение угла  и сравниваем его с минимальным значением:

.

Найдём число зубьев шестерни  и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .

Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим:  где  – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;

 – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;

 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Для шестерни: ,

где  и  – коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2.

Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, ,

где  – модуль зубчатых колёс;

 – угол наклона зуба;

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев .

; ; ; .