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

3. Выбор электродвигателя 5

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

10. Литература 28

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

1. Мощность электродвигателя:

кВт

где F_t = 5300 Н – окружное усилие на барабане;

v = 0,68 м/с – скорость цепей транспортёра;

По таблице определяем, что Р_эл = 7,5 кВт.

1. Частота вращения приводного вала:

мин^-1,

где n₄ – частота вращения приводного вала [мин^-1];

мм – диаметр звёздочки;

1. Частота вращения э/д:

мин^-1

где n΄_эд – предварительная частота вращения э/д [мин^-1];

U_общ – общее передаточное число;

, где

;

U_т =4

Принимаем n_эд = 730 мин^-1.

Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующие параметры: Р_эд = 7,5 кВт, n_эд = 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.

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 ψ_а = 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:

для шестерни:, ;

для колеса:, ;

где – твёрдость рабочей поверхности зубьев, – предел текучести материала.

Определим твёрдость зубьев шестерни и колеса:

;

.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1., учитывая режим работы №3: ; .

Определим число циклов перемены напряжений.

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: