- •Тема: «Расчет механического привода ленточного транспортера»
- •Минск, 2011
- •Приложение
- •1. Описание конструкции привода
- •2. Кинематический расчет привода
- •2.1 Выбор электродвигателя
- •2.2 Назначение передаточных чисел отдельных передач.
- •2.3 Расчет нагрузочных и кинематических характеристик механического привода.
- •Вращающие моменты на валах:
- •3. Расчет передач привода
- •3.1 Расчет зубчатой передачи привода.
- •3.1.1 Выбор материала и термообработки колёс:
- •3.1.2 Расчет критериев прочности
- •3.1.3 Проектный расчет
- •3.1.4 Проверочный расчет передач привода на прочность
- •3.1.5 Расчет сил зацепления в зубчатой передаче
- •3.2 Расчет цепной передачи.
- •4. Предварительный расчет валов привода
- •5. Выбор типа и схемы установки подшипников качения
- •6. Разработка компоновочной схемы и схемы нагружения валов привода
- •7. Расчет валов на прочность и выносливость
- •8. Проверка подшипников качения на долговечность
- •9. Выбор и проверочный расчёт муфты
- •10. Выбор шпонок и их проверочный расчёт на прочность
- •11. Назначение посадок, шероховатостей поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей.
- •12. Описание способа смазки элементов привода
- •13. Порядок сборки редуктора
- •14. Список литературы
3. Расчет передач привода
3.1 Расчет зубчатой передачи привода.
Рис.3.1. Расчетная схема зубчатой передачи
3.1.1 Выбор материала и термообработки колёс:
Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов редуктора, выбираем материалы, позволяющие наиболее эффективно использовать как пространство занимаемое редуктором, так и способность передавать мощность используемых материалов, и таким образом снизим расход материалов, а значит и стоимость редуктора. Принимаем для шестерни и колеса сталь 45 с термообработкой – улучшение.
Твердость зубьев шестерни и колеса:
3.1.2 Расчет критериев прочности
Определяем допускаемое контактное напряжение:
-предел контактной выносливости при базовом числе циклов
– коэффициент долговечности
– коэффициент запаса прочности(безопасности)
;
3.1.3 Проектный расчет
Определяем межосевое расстояние:
- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. (по рис. 4.2.3 а,б [1])
- коэффициент внешней динамической нагрузки (по табл. 4.2.8 [1])
– передаточное отношение
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
Примем большее стандартное значение:
Выбор нормального модуля зацепления:
Принимаем m=2.5 (по табл. 4.2.1 [1])
Примем предварительный угол наклона зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Общее количество зубьев:
О пределение угла :
Длительные диаметры:
Проверка:
Определяем диаметры вершин зубьев:
Ширина колеса:
Ширина шестерни:
Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
Окружная скорость колес и степень точности:
Восьмая степень точности.
3.1.4 Проверочный расчет передач привода на прочность
Проверка контактных напряжений:
- коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
-динамический коэффициент
-коэффициент,учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями
Условие прочности выполнено. Материал используется рационально.
Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба:
- коэффициент,оучитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба
- коэффициент динамичности
-коэффициентпнагрузки
Допускаемые напряжения:
-шестерня
-колесо
Выбираем меньшее значение:
-коэффициент торцового перекрытия
-степень точности зубчатых колес
-коэффициент для компесации погрешности
Прочность зуба колеса:
Условие прочности выполнено. Материал используется рационально.
3.1.5 Расчет сил зацепления в зубчатой передаче
Окружная:
Радиальная:
Осевая:
3.2 Расчет цепной передачи.
Рис.3.2. Расчетная схема цепной передачи
Определение шага цепи:
(стр.
89 п.1 [2])
Kэ=КдКсКθКрегКр – коэффициент эксплуатации
Кд=1 – коэффициент динамичности нагрузки
Кс=1 – коффициент способа смазывания
Кθ=1 – коэффициент положения передачи
Крег=1.25 – коэффициент регулировки межосевого расстояния
Кр=1.5– коффициент режима работы
Kэ=КдКсКθКрегКр=1.875
Z1=29-2u=23 –число зубьев звездочки
V=1 – число рядов цепи
[рц]=24 – допускаемое давление в шарнирах цепи (по табл 5.8 [2])
Принимаем шаг цепи :
р=31,75 (мм) (по табл. К32 [2])
Определяем число зубьев ведомой звездочки:
Определяем фактическое передаточное число :
Определяем оптимальное межосевое расстояние:
a=(30…50)p=40*31,75=1270
Определяем число звеньев цепи :
Уточняем межосевое расстояние ap в шагах:
Определяем фактическое межосевое расстояние:
Монтажное межосевое расстояние:
Определим длину цепи:
Определяем диаметры звездочек:
- ведущая звездочка
- ведомая звездочка
Определяем диаметры окружности выступов:
(стр.
92 п.9 [2])
(стр.
92 п.9 [2])
К=0.7 – коэффициент высоты зуба
Кz1 – коэффициент числа зубьев
d=9,53– диаметр ролика шарнира (по табл. К32 [2])
-ведущая звездочка
- ведомая звездочка
(стр.
92 п.9 [2])
- ведущая звездочка
- ведомая звездочка
Проверочный расчет:
(стр.
93 п.10 [2])
Условие выполняется.
Проверяем число ударов цепи о зубья звездочки:
(стр.
93 п.13 [2])
(стр.
93 п.12 [2])
(стр.
93 п.11 [2])
Условие выполняется.
Определяем фактическую скорость цепи:
Определяем окружную силу передаваемую цепью:
Проверяем давление в шарнирах цепи:
А – площадь опорной поверхности шарнира (А=db).
d=9,53 – диаметр ролика (по табл К32 [2])
b=19,05 – ширина внутреннего звена (по табл К32 [2])
Условие выполняется.
Проверяем прочность цепи:
[S]=10,2 (по табл. 5.9 [2])
(стр. 93 п.15
[2])
Fp = 8900 – разрушающая нагрузка цепи (по табл. К32[2])
Fo- предварительное натяжение цепи от провисания
q=2.6 – масса 1м цепи (по табл. К32[2])
Кf – коэффициент провисания (по табл Кf=3)
- натяжение цепи от центробежных сил
=qv2
Условие выполняется.
(стр.
94 п.16 [2])
Кb- коэффициент нагрузки вала (Кb=1.15 ) (по табл. 5.7[2])