Курсовая работа: Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты

Для шестерни принимаем сталь 40Х с термообработкой улучшение, твёрдость сердцевины и поверхности 235...262 НВ.

3.2 Определение допускаемых напряжений

Определение допускаемых напряжений проводим в соответствии с пунктом 2.1 2 [3].

Для определения допускаемых напряжений вычислим среднюю твёрдость колёс:

Для шестерни: НBCP1 = 0.5· (НBmin+ НBmax) = 0.5 (269 + 302) = 286HB

Для колеса: НВСР2 =0.5· (НBmin+ НBmax) = 0.5 (235 + 262) = 249НВ

3.2.1 Допускаемые напряжения при расчёте на усталостную контактную прочность

Для шестерни:

[σ] Н1=КНL1 [σ] HO1

Для колеса:

[σ] Н2=КНL2 [σ] HO2

где КHL1 и KHL2 - коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям колеса и шестерни;

[σ] HO1=1.8 НBCP1+67=1.8·286+67=582МПа и

[σ] HO2=1.8 НBCP2+67=1.8·249+67=516МПа

предел контактной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по контактным напряжениям при термической обработке улучшение:

где NHO1=HBCP13=2863=2.34·107 и где NHO2=HBCP23=2493=1.54·107 –

базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность для колеса и шестерни;

N2=60n2Lh=60·35.8·22484=48.3·107 и N1=N2·uц=48.3·107·5.75=277.7·107 –

действительные числа циклов перемены напряжений для колеса и шестерни;

принимаем KHL1=1 и KHL2=1.

Тогда допускаемые контактные напряжения для колеса и шестерни:

[σ] H1=1·582=582МПа

[σ] H2=1·516=516МПа

Для дальнейших расчётов принимаем [σ] H=516МПа.

3.2.2 Допускаемые напряжения при расчёте на изгибную усталостную прочность

Для шестерни:

[σ] F1=КFL1 [σ] FO1

Для колеса:

[σ] F2=КFL2 [σ] FO2

Где KFL1 и KFL2 - коэффициенты долговечности при расчёте на изгиб для колеса и шестерни;

[σ] FO1=1.03 НBCP1=1.03·286=275МПа и [σ] FO2=1.03 НBCP2=1.03·249=275МПа –

предел изгибной выносливости зубьев колеса и шестерни, принят по табл.2.2 [3].

Коэффициенты долговечности при расчёте по изгибным напряжениям при термической обработке улучшение:

принимаем KFL1 = 1 и KFL2 = 1.

Тогда допускаемые напряжения изгиба для колеса и шестерни:

[σ] F1=1·275=275МПа

[σ] F2=1·275=275МПа

Для дальнейших расчетов принимаем [σ] F=275МПа.

3.3 Определение основных параметров передачи

Межосевое расстояние передачи:

где Ka = 43 - коэффициент межосевого расстояния для косозубых колёс (стр.15 [3]);

ψa= 0,4 - коэффициент ширины колеса (стр.15 [3]);

КHβ = 1 - коэффициент концентрации нагрузки при термической обработке - улучшение (стр.15 [3]);

принимаем aw = 230мм.

Предварительный делительный диаметр колеса:

d2=2·awu/ (u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1) = 392 мм

Ширина колеса:

b2 = ψa·aw=0.4·230=92 мм

Модуль передачи:

где Km = 5.8 - коэффициент модуля для косозубых колес;

принимаем m = 2 мм в соответствии со стандартным значением.

Суммарное число зубьев:

zΣ=2·aw·cosβ/m=2·230·cos10/2=226.5

где β =10º - угол наклона зубьев.

Принимаем zΣ=226.

Число зубьев шестерни:

z1= zΣ / (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥ z1min=17

Принимаем z1=34.

Число зубьев колеса:

z2= zΣ - z1=226-34=192

Фактическое передаточное число:

uф= z2/ z1=192/34=5,65

Отклонение от заданного передаточного числа:

такое расхождение допускается.

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2аw - d1=2·230-69.049=390.951 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=69.049+2·2=73.049 мм

dа2= d2+2m=390.951+2·2=394.951 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1-2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

df2= d2-2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

Ширина шестерни:

b1= b2 +5=92+5=97 мм

Окружная скорость колеса:

в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем 9 степень точности передачи.

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

3.4 Определение сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

Fr=Ft·tg20º/cosβ=8425· tg20º cos10=3114 H

где α=20º - стандартный угол.

Осевая сила в зацеплении:

Fa=Ft·tgα=8425· tg20º = 3066 H

Результаты расчёта представлены в таблице 3.2

Таблица 3.2

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

где KHα=1.1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (стр.20 [3]);

KHV=1.1 - коэффициент динамической нагрузки (стр.20 [3]);

Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σF2=KFαYβKFβKFVYF2Ft /b2m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184≤ [σ] F2

где KFα =1 - коэффициент для косозубых колес (стр. 19 [3]);

Yβ =1-β/140=1-10/140=0,93 - коэффициент;

KFβ = 1 - коэффициент, при термообработке улучшения (стр. 19 [3]);

KFV = 1,2 - коэффициент (стр. 19 [3]);

YF2 = 3,61 - коэффициент формы зуба шестерни принят по таблице 2.5 [3] в зависимости от zV1= z1-cos3β =34/ (cos10) 3=35.6

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.3

Таблица 3.3

4. Расчёт клиноремённой передачи

Расчёт производим согласно [4] стр130.

Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. В соответствии с рис.7.3 [4] выбираем сечение ремня В.

Диаметр ведущего шкива:

принимаем из ряда стандартных чисел D1 = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива учитывая проскальзывание ремня и приняв относительное скольжение ε = 0,015:

принимаем из ряда стандартных чисел D2 =710 мм. Уточняем передаточное отношение:

uрпф= D2/ D1 (1-ε) =710/200 (1-0,015) =3,585

Отклонение от заданного передаточного отношения:

такое расхождение допускается.

Межосевое расстояние передачи:

аmin= 0.55 (D1 - D2) + h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм

аmax=2 (D1 +D2) = 2 (200+710) = 1820 мм

где h =14.3 мм - высота ремня.

Предварительно принимаем стандартное значение межосевого расстояния а = 600мм.

Расчётная длина ремня:

Lp=2a+0.5π (D1 +D2) + (D1 +D2) 2/4a = 2·600+0.5π (200+710) +

+ (200+710) 2 /4·600=2737,79 мм

принимаем стандартную длину L = 2800 мм.

Значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня:

вычислим

Dcp=0.5 (D1 +D2) = 0.5 (200+710) = 455 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=28 мм, для того чтобы облегчить надевание ремней на шкив, для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025L=70 мм, таким образом ход натяжного устройства составит 28+70=98 мм. Регулировка ремённой передачи будет осуществляться перемещением двигателя при помощи регулировочного винта.

Угол охвата меньшего шкива:

Необходимое число ремней:

где Po= 5.83 кВт - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, табл 7.8 [4] ;

CL= 0.95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня табл.7.9 [4] ;

CP=1.1 - коэффициент режима работы табл.7.10 [4] ;

Cα = 0.85 - коэффициент угла обхвата [4] стр.135;

Cz = 0.9 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче [4] стр.135;

принимаем z = 4 ремня.

Предварительное натяжение ветвей ремня:

где Θ = 0,3 (Н·с2) /м2 - коэффициент учитывающий центробежную силу [4] стр.136;

ν = 0,5ω1D1=0.5·76.4·0.2 = 7.64 м/с - скорость ремня.

Сила, действующая на вал:

Результаты расчета представлены в таблице 4.1

Таблица 4.1

5. Выбор муфты

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Страницы: 1, 2, 3