Расчет зубчатой прямозубой передачи.

По дисциплине «Механика»

Тема курсовой работы:

«Расчет привода ленточного конвейера»

Выполнил:

Студент III курса, группы № 1

Беляев Максим Михайлович

Проверил:

Орленко Евгений Олегович

Техническое задание для курсовой работы студентом:

получено:____________________ выполнено:______________________

(Даты получения задания на КР и его выполнение заполняются преподавателем)

Выдача КР для группы состоялась _______________________________

(Дата выдачи КР заполняется преподавателем)

Архангельск

2004

Привод ленточного конвейера.

Схема 1

Вариант 2

Дано:

Окружное усилие на барабане – F = 5 кН.

Скорость конвейера – V = 0,1м/с.

Диаметр барабана - мм

Энергетический и кинематический расчёт привода.

1.1 Определяем потребляемую мощность на рабочем валу.

1.2 Определяем КПД привода.

1.3 Определяем потребляемую мощность привода.

1.4 Выбираем электродвигатель

/4А100S4/

P_дв=3кВт.

Перегрузка при этом составляет 0.4%.

1.5 Находим частоту вращения рабочего вала.

1.6 Производим разбивку общего передаточного числа по отдельным ступеням привода.

Принимаем U_ЦП=3, тогда U_ред=33.8/3=11.3.

Принимаем из табличного U_ред=12.41, тогда U_ЦП=33.8/12.41=2.72

ПВ=20%, тогда Ц2-200 – марка редуктора.

1.7 Определяем передаточные числа зубчатых передач редуктора

Uред=U_б*U_т, где U_б>U_т

Uт=12.41/3.94=3.15

1.8 Частота вращения валов привода.

1.9 Определяем угловые скорости на валах привода.

1.10 Определяем мощность на валах привода.

1.11 Определяем крутящий момент на валах привода.

Расчёт цепной передачи.

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу  

Частота вращения ведущего маховика

Передаточное число

Спокойная нагрузка(К₁=1), тип смазки капельный(К₃=1), наклон к горизонту равен 0 (К₂=1), односменная работа (К₄=1).

1. Определяем предельное допускаемое давление в шарнире

[P]=28.1

2. Определяем число зубьев ведущей звездочки

Z₁=29-2*U=23.56

Принимаем 23 шт.

3. Определяем число зубьев ведомой звездочки

Z₂=Z₁*U=62.56

Принимаем 63 шт.

4. Определяем коэффициент учитывающий число рядов

M=1, т.к. цепь однорядная.

5. Определяем шаг цепи

мм

Принимаем 25.4мм.

6. Определяем скорость цепи

м/с

7. Определяем окружную силу

Н

8. Определяем вес 1 метра цепи

Принимаем q=25.5 Н(ПР-25,4-60)

9. Определяем центробежную силу

Н

10. Определяем коэффициент провисания

Принимаем К_f=6.

11. Определяем межосевое расстояние

мм

12. Определяем натяжение от провисания цепи

F_f=K_f*q*α=139.7 Н

13. Определяем натяжение от неравномерности скорости цепи

Н

14. Определяем натяжение ведущей ветви цепи

F₁=F_f+F_t+F_V+F_d=2758 Н

15. Определяем нагрузку на вал

Принимаем коэффициент нагрузки К_н=1.15

F_в=К_н*F_t+2*F_f=3138 H

16. Определяем фактический коэффициент запаса прочности

Принимаем F_p=60 кН.Тогда:

n=F_p/F₁=21.75

Это больше допустимого (n=8.2)

17. Диаметр оси цепи и длину втулки принимаем:

d₀=7.92 ; B=22.6.

Допустимое давление в шарнире при этом [P]=30МПа

18. Определяем фактическое давление в шарнире

МПа

19. Определяем число звеньев в цепи.

Принимаем равным 124 звена

20. Определяем межосевое расстояние без учета провисания холостой ветви

мм

21. Определяем число ударов цепи в секунду при пробегании ее по звездочкам

С^-1

При допустимом числе ударов i=30.

Расчет зубчатой прямозубой передачи.

Расчет зубчатой прямозубой передачи начинаем с тихоходной ступени.

Исходные данные:

n₁=117.5 мин^-1; Т₁=230.5Н*м; U_т=3,15.

Передача нереверсивная, прямозубая, срок службы 30000 часов.

1. Определяем материал для изготовления зубчатых колес.

Материал Сталь 45, твердость:

УН1=220 НВ шестерня

УН2=200 НВ колесо.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение:

[σ_н]= (σ_нlimb/S_h)*K_hl

,где K_hl=1,S_h=1.

σ_нlimb1=2*220+70=510 МПа,

σ_нlimb2=2*200+70=470 МПа.

[σ_н1]= σ_нlimb1/S_H*K_HL=464 МПа

[σ_н2]= σ_нlimb2/S_H*K_HL 427 МПа.

,где S_H- коэффициент безопасности(равен 1.1); K_HL-коэффициент долговечности(равен 1).

Для прямозубых передач принимаем наименьшее из этих 2 значений:

[σ_н]=427 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба:

K_fc=1(одностороннее воздействие); K_FL=1(коэффициент долговечности); S_F=1.8(коэффициент безопасности при изгибе);предел выносливости зубьев равен 1.8 МПа.

МПа.

МПа.

3. Определяем межосевое расстояние:

мм

где K_a=495, ψ_ba=0.4(несимметричное положение).

a_wт=160мм; a_wб=100мм;

Значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки выбирают в зависимости от коэффициента ширины венца по делительному диаметру шестерни:

ψ_bd=0.5*ψ_ba(u+1)=0.5*0.4(3.15+1)=0.83.

Из таблиц: K_hβ=1.27, K_fβ=1.57.

Выбираем модуль зацепления:

m_n=2.

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

5. Определяем число зубьев шестерни.

Округляем до целого: 39.

6. Определяем число зубьев колеса.

7. Определяем фактическое передаточное число.

8. Определяем геометрические размеры шестерни и колеса.

-делительные диаметры:

d₁=m_n*Z₁=2*39=78 мм

d₂=m_n*Z₂=2*121=242 мм

-диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2*m_n=78+2*2=82 мм

d_a2=d₂+2*m_n=242+2*2=246 мм

-диаметры впадин:

d_f1=d₁-2.5*m_n=78-2.5*2=73 мм

d_f2=d₂-2.5*m_n=242-2.5*2=237 мм

-ширина венцов:

b₂=ψ_ba*a_w=0.4*160=64 мм

b₁=b₂+5=69 мм

9. Определяем окружную скорость зубчатых колес

 м/с

Принимаем степень точности –9

10.         Определяем силы действующие в зацеплении

-окружные

Н

-радиальные

Н

-осевые

0

11.         Определяем фактическое контактное напряжение

Н

,где K_hα=1(учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями), K_hβ­­=1.2(учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба), K_hv=1.16(учитывает динамическую нагрузку), K_a`=436.

12.         Проверяем передачу на перегрузку.

Передача недогружена на 10,6%, что удовлетворяет условиям задания.

13.         Определяем фактическое напряжение изгиба.

Фактическое напряжение изгиба определяется для того колеса, у которого отношение [σ_F]/Y_F окажется меньше.

[σ_F1]/Y_F1>[σ_F2]/Y_F2 (220/3.70>200/3.60).

МПа

Z₁=39; Z₂=121, тогда:

Y_F1=3.70; Y_F2=3.60

,где K_Fα-коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; K_Fυ- коэффициент динамической нагрузки; Y_β- коэффициент учитывающий наклон зубьев; Y_F- коэффициент формы зуба.

4. Расчет зубчатой косозубой передачи.

Расчет зубчатой косозубой передачи производится на быстроходной ступени.

Исходные данные:

n₁=364,2 мин^-1; Т₁=76,6Н*м; U_б=3,94.

Передача нереверсивная, косозубая, срок службы 30000 часов.

1. Материал для изготовления зубчатых колес.

Материал Сталь 45, твердость:

УН1=220 НВ шестерня

УН2=200 НВ колесо.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение:

[σ_н]= (σ_нlimb/S_h)*K_hl

,где K_hl=1,S_h=1.

σ_нlimb1=2*220+70=510 МПа,

σ_нlimb2=2*200+70=470 МПа.

[σ_н1]= σ_нlimb1/S_H*K_HL=464 МПа

[σ_н2]= σ_нlimb2/S_H*K_HL 427 МПа.

,где S_H- коэффициент безопасности(равен 1.1); K_HL-коэффициент долговечности(равен 1).

[σ_н]=0,45*([σ_н1]+[σ_н2])=0.45(464+427)=400.1Мпа

[σ_н]=1,23*[σ_н2]=525,21Мпа

Принимаем наименьшее из значений: [σ_н]=400,1Мпа

Допускаемое напряжение изгиба:

K_fc=1(одностороннее воздействие); K_FL=1(коэффициент долговечности); S_F=1.8(коэффициент безопасности при изгибе);предел выносливости зубьев равен 1.8 МПа.

МПа.

МПа.

Межосевое расстояние быстроходной ступени 100мм.

3. Выбираем модуль зацепления:

m_n=0.02*a_wб=0,02*100=2.

K_Hβ=1.27; K_Fβ=1.57.

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Принимаем угол β=10°

5. Определяем фактический угол наклона зубьев.

6. Определяем число зубьев шестерни.

Округляем до целого: 20.

7. Определяем число зубьев колеса.

8. Определяем фактическое передаточное число.

9. Определяем геометрические размеры шестерни и колеса.

-делительные диаметры:

d₁=m_n*Z₁/cos(β)=2*20/0,98=40,8 мм

d₂=m_n*Z₂/сos(β)=2*78/0,98=159,2 мм

-диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2*m_n=40,8+2*2=44,8 мм

d_a2=d₂+2*m_n=159,2+2*2=163,2 мм

-диаметры впадин:

d_f1=d₁-2.5*m_n=40,8-2.5*2=35,8 мм

d_f2=d₂-2.5*m_n=159,2-2.5*2=154,2 мм

-ширина венцов:

b₂=ψ_ba*a_w=0.4*100=40 мм

b1=b2+5=40+5=45 мм

10.         Определяем окружную скорость зубчатых колес

=0.777 м/с

Принимаем класс точности –9

11.         Определяем силы действующие в зацеплении

-окружные

Н

-радиальные

Н

-осевые

Н

12.         Определяем коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения и характер нагрузки в зависимости от окружной скорости и степени точности.

K_Hα=1.13; K_Hβ=1.3; K_Fα=1.35; K_HV=1.01; K_FV=1.04;

13.         Определяем фактическое контактное напряжение

Н

,где K_hα=1,13(учитывает неравномерность распределения нагрузки между зубьями), K_hβ­­=1.27(учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба), K_hv=1.01(учитывает динамическую нагрузку), K_a`=376.

14.         Проверяем передачу на перегрузку.

Передача недогружена на 1,7%, что удовлетворяет условиям задания.

15.         Определяем фактическое напряжение изгиба.

Фактическое напряжение изгиба определяется для того колеса, у которого отношение [σ_F]/Y_F окажется меньше.

[σ_F1]/Y_F1<[σ_F2]/Y_F2 (220/3,98<200/3,60).

Y_β=1-β/140=1-11.48/140=0.918

Z_V1=z₁/cos³(β)=20/cos³ (11.48)=21.25

Z_V2= z₂/cos³(β)=78/cos³ (11.48)=82.87

Y_F1=3.98; Y_F2=3.60

Н

,где K_Fα-коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями; K_Fβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба; K_Fυ- коэффициент динамической нагрузки; Y_β- коэффициент учитывающий наклон зубьев; Y_F- коэффициент формы зуба.