| |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
МЕНЮ
| Курсовая работа: Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфтыгде 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 прочностьДля 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 передачиМежосевое 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 зацепленииОкружная 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 прочностьгде 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 прочностьРасчётные 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 передачиРасчёт 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 муфтыДля соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75. Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того они допускают некоторые неточности сборки. Муфту выбираем по расчётному моменту. Расчётный момент: MP=kTm = 1.4·1647=2306 Hм где k = 1.4 - коэффициент режима работы стр.267 [3]. Принимаем муфту МУВП 4000-80-1.1 ГОСТ 21424-75. 6. Предварительный расчёт валов6.1 Выбор материала и допускаемых напряженийДля шестерни ранее принят материал - сталь 40Х. Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х. Допускаемые напряжения для предварительного расчёта валов принимаем в соответствии с рекомендациями стр.31 [3] принимаем [τ] к = 25 Н/мм2. Механические характеристики улучшенной стали 40Х принимаем по таблице 12.7 [3]: Предел прочности σв = 800 МПа. Предел текучести σТ = 640 МПа. Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа. |
ИНТЕРЕСНОЕ | |||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
|