Оглавление

стр.

1. Техническое задание на проект (схема привода и

исходные данные)………………………………………….

2. Введение……………………………………………………

3. Кинематический и силовой расчёт привода. Выбор

электродвигателя…………………………………..

4. Расчёт редуктора…………………………………………...

5. Первый этап эскизной компоновки редуктора…………..

6. Проектирование валов редуктора………………………...

7. Проверочный расчёт валов редуктора на статическую

прочность и усталостную выносливость………………...

8. Подбор шпонок и их расчёт………………………………

9. Подбор подшипников качения и их расчёт……………...

10. Второй этап эскизной компоновки редуктора. Определе-

ние размеров корпусных деталей……………..

11. Определение размеров зубчатого колеса……………….

12. Выбор смазки для смазывания зацепления и подшип-

ников. Выбор уплотнений………………………………...

13. Расчёт клиноременной передачи…………………………

14. Список использованной литературы…………………….

15. Спецификация к сборочному чертежу редуктора………

16. Эскизный чертёж (миллиметровка)………………………

Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 1 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

• Окружное усилие на ведущем барабане конвейера F_t = Н

• Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане) V = м/с

• Диаметр барабана D_бар = м

• Время работы в сутки t_сут= час, t = час,

= t_сут – t = час.

• Отношение = ; Т_пуск= (К_пуск = )

Рис. 1. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором:

1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной;

Введение

Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора, комбинированной муфты и приводного барабана конвейера. В качестве электродвигателя чаще всего применяются трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока серии АИР. Комбинированная муфта состоит из компенсирующей муфты (например, МУВП) и предохранительной муфты (например, муфта с разрушающимся элементом или фрикционная муфта).

Кинематический и силовой расчёт привода.*

Выбор электродвигателя

1. Частота вращения барабана конвейера:

n_бар = = мин^-1

2. Мощность на приводном валу конвейера:

Р_потр = = кВт

3. Мощность на валу электродвигателя:

Р_{эл.двиг. потр} = = кВт

где η_общ = η_{кл. рем} ∙ η³_подш ∙ η_зац ∙ η_муфты =

Значения η_{кл. рем}, η_подш, η_зац, η_муфты выбраны из табл. 2 (стр. 15)

Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие по мощности (табл. П.1 стр170), т.е. с мощностью Р= кВт , но с разной частотой вращения:

_______________

*Ссылки даются на методическое пособие В.Г. Клокова «Детали машин. Курсовое проектирование» Москва 2007.

4. Передаточные числа привода и редуктора.

U_{привода} = ; U_{привода} = U_ред ∙ U_кл.рем

Принимаем предварительное значение U_ред.= , тогда

Uпривода	Uкл.рем.пер.
Uпривода 1 = =	Uкл.рем.пер.1 = =
Uпривода 2 = =	Uкл.рем.пер. 2 = =
Uпривода 3 = =	Uкл.рем.пер. 3 = =
Uпривода 4 = =	Uкл.рем.пер. 4 = =

В соответствии с рекомендациями таблицы 1 (стр. 14) для клиноременной передачи выбираем значение

U_{кл.рем.пер.} =

5. Частоты вращения валов:

п₀ = п_{эл.двиг} = мин ^-1

п₁ = = мин ^-1

п₂ = = мин ^-1

п₃ = п₂ = мин ^-1

6. Мощности на валах:

Р₀ = Р_{эл.двиг.потр} = кВт

Р₁ = Р₀ · η_кл.рем · η_подш = кВт

Р₂ = Р₁ · η_зац · η_подш = кВт

Р₃ = Р₂ · η_муф · η_подш = кВт

7. Вращающие моменты на валах:

Т₀ = 9550 = Н∙м

Т₁ = 9550 = Н∙м

Т₂ = 9550 = Н∙м

Т₃ = 9550 = Н∙м

Полученные результаты заносим в таблицу:

№ вала	n, мин-1	Р, кВт	Т, Н·м
0
1
2
3

8. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания):

t_НЕ = t + t′ = час

где m= 6 для сталей.

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы:

Т_НЕ = t_НЕ ∙ д ∙ L = час

где д = 260 – число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

8. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни:

N_{НЕ 2} = 60 ∙ п₂ ∙ Т_НЕ = циклов

N_{НЕ 1} = N_{НЕ 2} ∙ U_ред = циклов

Расчёт редуктора

8. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем по таблице 5 (стр. 19) сталь………. σ_в = МПа; σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ_2min = HB_1min – (15)(20…30)(50),

подбираем сталь………….. с σ_в = МПа; σ_т = МПа; НВ =

Термообработка:

11. Средняя твердость шестерни:

НВ₁ = =

Средняя твердость колеса:

НВ₂ = =

При средней твердости шестерни НВ₁ =

базовое число циклов нагружения N_{HG 1}= , а для колеса при НВ₂ = базовое число циклов нагружения

N_{HG 2=} (табл. 6, стр. 22).

Поскольку N_{HЕ 2} > N_{HG 2} и N_{HЕ 1} > N_{HG 1}, то = 1

12. Предел контактной выносливости для колеса:

σ_{Н lim2} = 2НВ₂ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =

[σ]_Н2 = = МПа

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

[σ]_Н1 = = МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение в прямозубых передачах принимается [σ]_Н2 =

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,3 и задаваясь значениями

ψ_ba = 0,4 и ψ_ba = 0,5 находим два значения a_w по формуле

a_w1 = 450 (U _ред+ 1) =

мм

a_w2 = 450 (U_ред + 1) =

мм

Одно из найденных межосевых расстояний округляем до ближайшего стандартного значения

a_{w сm} =

14. Ширина зубчатых колес:

b₂ = ∙ a_{w ст} = мм

b₁ = b₂ + 5 мм = мм

15. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст} < т < 0,02 ∙ a_{w ст} ,

Принимаем т _ст = мм

16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи :

Z_∑ = =

округлив до целого числа, принимаем : =

17. Число зубьев шестерни:

Z₁ = = округлив до целого числа, принимаем Z₁ = при Z_1min = 17

18. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_∑ – Z₁ =

19. Уточнение передаточного числа:

U'_ред = =

Отклонение от принятого ранее передаточного числа:

что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%.

20. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d₁ = m_cт· Z₁ = мм

значение d₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

d₂ = m_cт · Z₂ = мм

значение d₂ не округлять

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = = мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1 = d₁ + 2m _cт = мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m _cm = мм

Диаметр впадин зубьев шестерни :

d_f1 = d₁ – 2,5m _cт = мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2,5m _ст = мм

21. Проверочный расчет на контактную прочность:

σ_Н =

Отклонение от [σ]_Н:

∆σ% = =

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

22. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на

изгиб:

t_FЕ = t + t ′ = час, где m = 6

23. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока

службы:

T_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L = час,

где число рабочих дней в году д=260 дн. и срок службы передачи L=5 лет.

24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N_{FЕ 2} = 60 ∙ п₂ ∙ Т_FЕ = циклов

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FЕ 2} > N_FG = 4 ∙ 10⁶ циклов и = 1

25. Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F:

[σ]_F = = МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σ_{Flim 1} :

σ_{Flim 1} = 1,8 ∙ НВ₁ = МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σ_Flim2:

σ_{Flim 2} = 1,8 ∙ НВ₂ = МПа

где НВ₁ и НВ₂ см. п.11 расчета

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:

[σ]_F1 = = МПа

где коэффициент безопасности S_F = , а коэффициент

режима работы для нереверсивной передачи Y_A = 1.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса:

[σ]_F2 = = МПа

26. Окружное усилие на колесе:

F_t2 = = Н

(где Т₂ Нм, см. п.7, а d₂ м.- п.20)

27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным

напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в

зависимости от Z из табл. 10 стр. 32 :

У_FS1 = (при Z₁= )

У_FS2 = (при Z₂= )

Напряжения изгиба для зубьев прямозубых передач.

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой

отношение = меньше.

Для шестерни: = МПа

Для колеса: = МПа

Для ………………..это отношение меньше, поэтому расчет ведем по зубу ……….. .

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно

принимаем К_F = 1,3

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ_F2 = =

МПа

Поскольку σ_F2 = МПа < [σ]_F2 = МПа, то условие

прочности выполняется.

28. Расчет на кратковременные перегрузки.

• _{По контактным напряжениям}

Максимальное допускаемое контактное напряжение при

пусковой перегрузке:

[σ] _{Н max2} = 2,8 ∙ σ_т = МПа

где σ_т = МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)

σ_{Н max2} = σ_Н2 ∙ = МПа

Поскольку σ_{Н max2} = МПа < [σ]_{Н max2} = МПа, то

условие прочности выполняется.

• По напряжениям изгиба

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой

перегрузке:

[σ]_{F max 2} = 2,74 ∙ НВ₂ = МПа, где

где НВ₂ см п.11 расчета

Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:

σ_{F max 2} = σ_F2 ∙ = МПа

отношение дано в задании

Поскольку σ_{F max2} = МПа < [σ]_{F max2} = МПа, то условие прочности выполняется.