Проектирование привода цепного транспортера
Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции
и ордена Трудового Красного Знамени
Государственный Технический Университет имени Н. Э. Баумана
Факультет КМК
Кафедра К3-КФ
Проектирование привода цепного транспортера.
Студент _______________ (Бедняшов Р.В.)
Группа МСХ-62
Консультант _______________ (Комаров И.А.)
г. Калуга 2005
Содержание
2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера 4
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода 7
5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач 9
6. Определение диаметров валов 20
7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности. 21
8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость 23
9. Выбор и расчёт шпоночных соединений 26
2. Кинематическая схема
привода ленточного конвейера
3. Выбор электродвигателя
1. Общий коэффициент полезного действия:
- КПД упругой и компенсирующей муфты
- КПД передачи
-КПД звёздочки
- КПД подшипника
2. Мощность электродвигателя:
кВт
где Ft = 5300 Н – окружное усилие на барабане;
v = 0,68 м/с – скорость цепей транспортёра;
По таблице определяем, что Рэл = 7,5 кВт.
3. Частота вращения приводного вала:
мин-1,
где n4 – частота вращения приводного вала [мин-1];
мм – диаметр звёздочки;
4. Частота вращения э/д:
мин-1
где n΄эд – предварительная частота вращения э/д [мин-1];
Uобщ – общее передаточное число;
, где
;
Uт =4
Принимаем nэд = 730 мин-1.
Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующие параметры: Рэд = 7,5 кВт, nэд = 730 мин-1.
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
Определим мощности: кВт;
;
;
;
где – мощность на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводного вала, – коэффициенты полезного действия быстроходной и тихоходной ступени, муфты и звёздочки соответственно.
Определим частоту вращения: ;
;
;
;
где – частота вращения на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводном вале, – передаточное число, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.
Определим крутящие моменты: ;
;
;
где – крутящие моменты на валах редуктора быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов .
Результаты расчётов занесём в таблицу 1.
Таблица 1.
Вал
Мощность
Частота вращения
Крутящий момент
1
2,18
750
27,7
2
2,09
172,5
115,76
3
2,01
43,13
444.5
4
1.91
43,13
422,4
5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач
Расчёт тихоходной ступени редуктора.
Материал колеса и шестерни – сталь 45 улучшение. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, по таблице 3.1 имеем:
для шестерни: , , ;
для колеса: , , ;
где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, и – предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.
Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы №0: ; .
Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .
Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , где и – частота вращения шестерни и колеса соответственно; – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
Так как , то принимаем .
Так как , то принимаем .
Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где – коэффициенты приведения на изгибную выносливость; – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как , то принимаем .
Так как , то принимаем .
Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим, что , , , – для шестерни и , , , – для зубчатого колеса,
где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: , , , , где – предел текучести материала колеса или шестерни;
Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи: , , , , где и – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.
Проверим передачу на контактную выносливость и изгибную выносливость: , , , .
Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений: .
Принимаем
Определим предварительное значение межосевого расстояния:
где ψа = 0,4 – коэффициент ширины тихоходной ступени.
=4– передаточное число ступени редуктора;
= 210.3 МПа – допускаемое контактное напряжение;
=1.04 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по рис. 6.2;
=422.4Н м– крутящий момент на валу колеса;
– коэффициент нагрузки на контактную выносливость, определяется следующим образом.
Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:
и ,
где и – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;
и – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
- для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке;
Коэффициент определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки
и .
Принимаем а = 250 мм
Определяем рабочую ширину колеса:
.
Ширина шестерни: .
Вычислим модуль передачи по формуле:
,где =215.7МПа–изгибное напряжение на колесе;, . Тогда . Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .
Определим минимально возможный угол наклона зуба .
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем .
Определяем действительное значение угла и сравниваем его с минимальным значением:
.
Найдём число зубьев шестерни и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .
Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;
– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;
– коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;
– коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .
Для шестерни: ,
где и – коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2.
Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .
Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.
, ,
где – модуль зубчатых колёс;
– угол наклона зуба;
Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев и впадин зубьев .
; ; ; .
Расчёт быстроходной ступени редуктора
Материал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:
Страницы: 1, 2
