- •Привод ленточного конвейера
- •Содержание
- •1 Кинематический расчет привода
- •1.1 Выбор электродвигателя
- •1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням
- •1.3 Определение угловых скоростей и частот вращения валов привода Согласно кинематической схеме:
- •2 Определение вращающих моментов действующих на валах привода
- •3 Расчет зубчатых передач редуктора на контактную и изгибную прочность
- •3.1 Проектный расчёт на контактную прочность зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора
- •3.1.1 Определение коэффициента ψba 3-4
- •3.1.2 Определение коэффициента кн β3-4
- •3.1.3 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения материала колес
- •3.1.4 Определение межосевого расстояния
- •3.1.5 Определение предварительных геометрических параметров зубчатой передачи 3-4
- •3.2 Проверочный расчет на контактную прочность поверхности зубьев колес передач 3-4
- •3.3 Проверочный расчет на контактную прочность зубьев колес передачи 3-4 при перегрузках.
- •3.4 Проверочный расчет на изгибную прочность зубьев колес передачи 3-4
- •3.5 Расчет зубчатых передач по программе zub.
- •4 Эскизное проектирование редуктора
- •4.1 Конструирование валов
- •4.1.1 Конструирование входного вала
- •4.1.2 Конструирование промежуточного вала
- •4.1.3 Конструирование тихоходного вала
- •4.2. Предварительный подбор подшипников качения
- •4.3. Расчет шпоночного соединения
- •4.3.1 Расчет шпоночного соединения тихоходного вала
- •4.3.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала
- •4.4 Конструирование зубчатых колес
- •4.4.1 Зубчатое колесо тихоходного вала
- •4.4.2 Зубчатое колесо промежуточного вала
- •5. Расчет на долговечность подшипников качения промежуточного вала
- •5.1 Составление расчетной схемы промежуточного вала
- •5.2. Определение модулей сил действующих в передачах 1-2 и 3-4
- •5.3. Определение реакций, действующих в местах расположения подшипников
- •5.4 Подбор подшипников по динамической грузоподъемности и долговечности
- •6 Расчет промежуточного вала на статическую прочность и сопротивление усталости
- •7 Назначение расчет и анализ посадок
- •7.1 Расчет посадки с натягом соединения промежуточный вал – колесо
- •7.1.1 Анализ посадки с зазором
- •7.1.2 Анализ посадки с натягом
- •8 Конструирование корпуса редуктора
- •9 Смазка
- •9.1 Выбор смазочных материалов
- •9.2 Смазывание подшипников
- •10 Проектирование привода
- •10.1 Выбор муфты
- •11 Сборка редуктора
- •Список используемой литературы:
3 Расчет зубчатых передач редуктора на контактную и изгибную прочность
При расчете зубчатых передач их подразделяют на открытые и закрытые.
Закрытые – передачи работающие в условиях обильной смазки. Они обычно закрыты герметичными корпусами с определенной системой смазки.
Открытые – зубчатая передача которая работает в условиях периодической смазки.
Смазка – процесс подвода смазочного материала в зону контакта.
Расчеты в ДМ подразделяются на:
Проектные;
Уточненные.
Проектные расчеты зубчатых передач зависят от их типа. Проектным расчетом закрытых зубчатых называется расчет на контактную прочность или расчет на сопротивление усталостному контактному выкрашиванию рабочих поверхностей зубьев.
Проверочными расчетами для закрытых зубчатых передач называется расчет на сопротивление зубьев колес усталостному изгибу – расчет на изгибную прочность зубьев колес.
Для открытых передач проектным расчетом считают расчет на изгибную прочность зубьев колес, а проверочным – расчет на контактную прочность.
Контактным называют напряжения возникающие на контактной площадке сопряженных зубьев. Условие контактной прочности .
3.1 Проектный расчёт на контактную прочность зубчатой передачи тихоходной ступени редуктора
Результатом расчёта на контактную прочность передачи является межосевое расстояние, которое определяется по формуле [2, с.185]:
где - коэффициент межосевого расстояния, для косозубых передач =430;
передаточное число передачи 3-4;
Т4-вращающий момент на колесе 4,
Т4= =624,6 Нм, так как колесо сидит жестко на валу;
3.1.1 Определение коэффициента ψba 3-4
коэффициент ширины венца зубчатого колеса.
Согласно [2 , с. 185]:
;
Согласно[2 , с. 186] коэффициент ширины венца принимают равным:
=0.25…0.315;
для тихоходных: = 0.25;
для быстроходных: = 0.315.
В нашем случае = 0.315.
3.1.2 Определение коэффициента кн β3-4
КНβ3-4-коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий в результате погрешностей в зацеплении и деформации зубьев колес передачи 3-4.
КНβ3-4 определяют по графику 12.18 [2, с.183];
В зависимости от найдем КНβ3-4 ;
Согласно [2, с.186] ;
;
Таким образом, находим КНβ3-4 =1,175.
3.1.3 Определение расчетного допускаемого контактного напряжения материала колес
Расчет на контактное напряжение произведем по рекомендации [2, с.186]:
,
где - допускаемые контактные напряжения зубьев шестерни 3 и колеса 4;
- минимальное допускаемое напряжение.
Определим допускаемое контактное напряжение материала шестерни [2, с.185]:
,
где - предел контактной усталости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов напряжений;
- коэффициент безопасности,
для зубчатых колес с поверхностным упрочнением =1.1-1.2.
В нашем случае =1.1;
- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;
- коэффициент, учитывающий окружную скорость передачи,
при приближенных расчетах можно принимать = 1 [2, с.187];
- коэффициент долговечности
Предел контактной усталости поверхностей зубьев определяем по таблице 12.4 [2, с.184] в зависимости от твердости шестерни;
МПа.
Коэффициент определим по графику 12.20 [2, с.184] в зависимости от отношения , где - базовое число циклов напряжений в зубьях;
- эквивалентное число циклов напряжений в зубьях, соответствующее рабочему числу циклов передачи с переменными нагрузками (см. техническое задание):
,
где с-число зацеплений, в которых участвует рассматриваемая шестерня, согласно схеме редуктора с=1 [2, с.185], n3=nIII=484,69 об/мин,
t-срок службы привода в часах,
часа.
циклов.
Базовое число циклов напряжений зубьев NHO3 определяем по графику рис.12.21[2,с.184] в зависимости от твердости НВ рабочей поверхности зубьев.
Для пересчета твердости поверхности в единицах HRC в единицы НВ воспользуемся графиком 12.19 [2, с. 183],
HRC 47 = HB 455,
NHO3=68∙106 циклов.
Таким образом, NHE3/NHO3=2.97.
По рис. 12.20 [2,с.184] находим значение KHL3=1.
Определяем контактное напряжение:
МПа.
Аналогично определяем ,
где МПа;
.
HRC 45 = HB 425.
Из графика 12.21 [2, с.184] находим NHO4=60∙106 циклов,
NHE4/NHO4= 0,78, исходя из этого KHL4=1.07.
.
Определим допускаемое контактное напряжение:
[σН]3-4=0,45(905,4∙106 +933,8∙106)=827,64 МПа; 827,64<1093.68 .
Условие выполняется.