- •«Привод ленточного конвейера»
- •Содержание
- •2. Энергетический и кинематический расчет привода
- •2.1 Выбор электродвигателя
- •2.3 Определение силовых кинематических параметров двигателя.
- •3.1 Проектный расчет.
- •3.2 Проверочный расчет.
- •4.1.1. Выбор материала колес редуктора
- •4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений
- •6. Предварительный расчет валов.
- •6.2 Расчет диаметров промежуточного вала.
- •6.3 Расчет диаметров тихоходного вала.
- •7. Уточненный расчет валов
- •7.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
4.1.1. Выбор материала колес редуктора
Для колес выбираю материал сталь 45.Обработка – нормализация , =600 H/мм ,=320 H/мм,=260 H/мм
Для шестерни выбираем материал с большей твердостью Сталь -45, термическую обработку - улучшение, табл.3.2/2/с.53 ,
Выбираем интервал твёрдости для шестерни табл.3.1/2/с.52
,
Выбираем интервал твёрдости для колеса табл.3.1/2/с.52
,
4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений
а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса по формулам и , /2/ с.55
где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости,
N-число циклов перемены напряжений за весь срок службы
-промежуточного вала
-тихоходного вала
/39/ с.39
-срок службы, ресурс, ч
-срок службы привода, лет
-коэффициент годового использования
-коэффициент сменного использования
По таблице 3.3/2/ с.55 находим
млн. циклов
млн. циклов
Для термообработки нормализация и улучшение коэффициент должен находиться в пределах от 1 до 2,6 . если меньше, то принимаем K=1
б) По табл.3.1 /2/ с.52 определить допускаемое контактное напряжение , соответствующее пределу контактной выносливости при числе циклов перемены напряжений NH0.
в) Определить допускаемые контактные напряжения для зубьев шестернии колеса .
4.1.3.Определяем допускаемое напряжение изгиба
а) Рассчитываем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса.
, где = 4∙106 – число циклов перемены напряжений для всех сталей.
N =N– число циклов перемены напряжений за весь срок службы
Если N1 > NF0 KFL1=1
> 4∙106 KFL1=1
Если N2 > NF0 KFL2=1
> 4∙106 KFL2=1
б) Допускаемое напряжение изгиба []F0, соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов переменных напряжений NF0 , табл.3.1/2/ с.52
[]F0 = 1,03∙HBср
[]F01 = 1,03∙HBср1 = 1,03∙248,5= 255,96 Н/мм2
[]F02 = 1,03∙HBср2 = 1,03∙193 = 198, 79 Н/мм2
в) Допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни[]F1 и колеса []F2.
[]F1 = KFL1∙ []F01= 1∙255,96 = 255,96 Н/мм2
[]F2 = KFL2∙ []F02 =1∙198,79 = 198, 79 Н/мм2
Расчёт модуля зацепления для цилиндрических зубчатых с прямыми зубьями выполняют по меньшему значению []F.
[]F2 = KFL2∙ []F02 =1∙198,79 = 198, 79 Н/мм2 -наименьшее значение
[]F=198,79 Н/мм2
5.Расчёт зубчатых передач редуктора
5.1.Расчёт тихоходной передачи
Проектный расчет
-
Определяем межосевое расстояние. /2/ с.61
, где
Кa= 49,5 , т.к. колесо прямозубое.
=2,76- передаточное число тихоходной передачи
- вращающий момент на тихоходном валу
= 376,46Н м
a – коэффициент ширины венца колеса.
a = 0,4
КН - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
КН = 1 (для прирабатывающихся зубьев).
мм
Принимаю по ГОСТ 6636-69 aw = 230 мм
2. Определяем модуль передачи m, мм:
m=(0,010,02)
Принимаем значение модуля m =3 /2/ с.62
3.Определяем ширину колеса:
ширина колеса
4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса /2/ с. 62.
5. Определяем число зубьев шестерни по формуле /2/ с. 62
Принимаем равное 29
7. Определяем число зубьев колеса по формуле
8. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение U от заданного U , /2/ с. 63:
uф = z2/z1
uф = 80 / 35 = 2,29
Не превышает 3%
9.Определяем фактическое межосевое расстояние, мм:
10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:
1)Делительные диаметры d:
- шестерня
мм
– колесо
d2 = 4 · 80 =320 мм
2)Диаметр вершин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 . m
da1 = 140 + 2 ·4 =148 мм
da2 = d2 + 2 . m
da2 = 320 + 2 · 4 = 328 мм
3)Диаметр впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
df1 = d1 – 2,4 . m
df1 = 140 – 2,4 · 4= 130,4 мм
df2 = d2 – 2,4 . m
df2 = 320 – 2,4 ·3 = 310,4 мм
4)Ширина венца
мм
мм
Проверочный расчет
11.Проверяем межосевое расстояние, мм:
12. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2 по формуле /2/ с. 64:
,
где К = 436 -вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:
По табл. 4.2/2/ с.64 определяем степень точности.
Принимаем степень точности=9
Определяем коэффициенты:
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
По графику на рис. 4.2/2/ с.66
-коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи
По табл. 4.3/2/с.66
- такой недогруз допустим
13. Проверяем напряжениям изгиба зубьев шестерни и колес:
-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
-коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба
-для прирабатывающихся зубьев
По табл.4.3/2/ с.65
-коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи
По табл. 4.4 /2/ с.67
Z1=29 YF1 = 3,80
Z2=81 YF2 = 3,61
Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.
Y = 1
14.Расчет по пиковым напряжениям
При изгибе
<
Параметры тихоходной зубчатой передачи:
Таблица № 3
Проектный расчет |
|||
Параметр |
значение, мм |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние, аw |
230 |
Угол наклона зубьев, В |
0 |
Модуль зацепления, m |
4 |
Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2 |
140 320 |
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2 |
95 92
|
Диаметр окр. Впадин шестерни, dа1 колеса, da2 |
148 328 |
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2 |
35 80 |
Диаметр окр. Вершин шестерни, df1 колеса, df2 |
130,4 310,4 |
Проверочный расчет |
|||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
|
Контактные напряжения, σ(Н/мм2) |
414.4 |
391.39 |
|
Напряжение изгиба,Н/мм2 |
σf1 |
255,96 |
76.16 |
σf2 |
198,79 |
72.35 |
5.2.Расчёт быстроходной передачи
Проектный расчет
-
Принимаем межосевое расстояние aw = 155 мм
-
Определяем модуль передачи m, мм:
m=(0,010,02)
Принимаем значение модуля m = 3
3.Определяем угол наклона зубьев для косозубых передач ,поскольку редуктор соосный и возможен большой недогруз быстроходной пары принимаем
b=a ==62мм
Принимаю =12
4.Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.
Принимаем равное 106
5. Уточняем действительный угол наклона зубьев для косозубых передач:
6. Определяем число зубьев шестерни по формуле
Принимаем равное 22
7. Определяем число зубьев колеса по формуле
8. Определяем фактическое передаточное число uф и проверяем его отклонение U от заданного U:
uф = z2/z1
uф = 65 / 22 = 2,955
9.Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубой передачи, мм:
10. Определяем основные геометрические параметры передачи, мм:
1)Делительные диаметры d:
- шестерня
– колесо
d2 = 2 · 65 / 0,8419355 = 231,61 мм
2)Диаметр вершин зубьев колёс внешнего зацепления:
da1 = d1 + 2 . m
da1 = 78,39 + 2 · 3= 84,39 мм
da2 = d2 + 2 . m
da2 = 231,61 + 2 · 3 = 237,61 мм
3)Диаметр впадин зубьев колёс внешнего зацепления:
df1 = d1 – 2,4 . m
df1 = 78,39 – 2,4 · 3 = 71,19 мм
df2 = d2 – 2,4 . m
df2 = 231,61 – 2,4 · 3 = 224,41 мм
4)Ширина венца
Проверочный расчет
11.Проверяем межосевое расстояние, мм:
13. Проверяем контактные напряжения ,Н/мм2
,
где К = 376 –вспомогательный коэффициент для косозубой передачи
Определяем окружную силу в зацеплении по формуле:
м/с
По табл. 4.2/2/ с.64 определяем степень точности.
Принимаем степень точности=9
Определяем коэффициенты:
По графику на рис. 4.2 /2/ с.66
По табл. 4.3 /2/ с.65
- перегруз
11. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колес:
-для прирабатывающихся зубьев
По табл.4.3 /2/ с.65
По табл. 4.4 /2/ с.67
Z1=22; YF1 = 3,98
Z2=65; YF2 = 3,62
Y - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба в косозубой передаче.
Y =
14.Расчет по пиковым напряжениям
При изгибе
Параметры быстроходной зубчатой передачи:
Таблица № 4
Проектный расчет |
|||
Параметр |
значение, мм |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние, аw |
155 |
Угол наклона зубьев, В |
12 |
Модуль зацепления, m |
3 |
Диаметр делит. Окружности шестерня, d1 колесо, d2 |
78,39 231,61 |
Ширина зубчатого венца: шестерни, b1 колеса, b2 |
65 62
|
Диаметр окр. впадин шестерни, dа1 колеса, da2 |
84,39 237,61 |
Число зубьев шестерня, z1 колесо, z2 |
22 65 |
Диаметр окр. вершин шестерни, df1 колеса, df2 |
71,19 224,41 |
Проверочный расчет |
|||
Параметр |
Допускаемые значения |
Расчетные значения |
|
Контактные напряжения, σ(Н/мм2) |
414.4 |
419.63 |
|
Напряжение изгиба,Н/мм2 |
σf1 |
255,96 |
76.91 |
σf2 |
198,79 |
69.76 |