Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Санкт-Петербургский государственный технологический университет растительных полимеров»

Кафедра “Основы конструирования машин”

Расчётно-графическая работа

Привод ленточного конвейера

Пояснительная записка

ОКМ 010.006.000

Студент Говорун А.Е

Группа 421

Руководитель

Варганов Валерий Олегович

Санкт-Петербург 2014



1. Краткое описание привода

Привод конической шаровой мельницы состоит из электродвигателя АИР 160S6 ГОСТ Р.51689-2000, редуктора нестандартного одноступенчатого косозубого, открытой зубчатой цилиндрической передачи и муфты упругой втулочно-пальцевой (МУВП).



2. Исходные данные

2.1 Синхронная частота вращения вала электродвигателя---1000 об/мин

2.2 Редуктор нестандартный цилиндрическийкосозубый одноступенчатый

2.3 Другие виды передач: открытая зубчатая

2.4 Муфта упругая втулочно-пальцевая и зубчатая

2.5 Материал колеса открытой зубчатой передачи сталь 40Л

2.6 Основные параметры

Требуемая мощность (P) 8кВт.

Частота вращения барабана (n) 35об/мин

Допускаемое отклонение частоты вращения барабана 7 %

Диаметр выходного конца вала (d) 48мм

2.6 Срок службы привода при двухсменной работе 8 лет

2.7 Условия эксплуатации: нагрузка ударная, атмосфера пыльная, влажная



3. Предварительный расчет привода

3.1 Составление кинематической схемы привода

Размещено на http://www.allbest.ru/

3.2 Определение расчетной мощности электродвигателя и выбор его по каталогу

зубчатый цилиндрический редуктор шестерня

Общий КПД привода:



Мощность двигателя

кВт

По заданной синхронной частоте вращения двигателя об/мин и ближайшей большей мощности выбираем двигательАИР 160S6ГОСТ Р.51689-2000 с кВт об/мин.

3.3 Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням передач

27,7 - общее передаточное число

Принимаем - передаточное число открытой передачи

3.4Определение мощностей на валах привода.

Ррм = 8 кВт



кВт.

кВт.

P1= 8,95 кВт.

3.5 Определение частоты вращения на валах привода

об/мин

об/мин

об/мин

3.6 Определение крутящих моментов по валам привода.

Н •м

Н •м

Н •м

Н •м



4. Расчет редуктора одноступенчатого косозубого

Исходные данные для расчета:

1) передаточное число U=5,54

2) частота вращения шестерни об/мин

3) частота вращения колеса об/мин

4) вращающий момент на шестерне 88,1 н•м

5) вращающий момент на колесе 459,25 н•м

6) срок службы передачи при двухсменной работе 8 лет

7) производство мелкосерийное

8) передача нереверсивная

9) нагрузка постоянная

4.1 Выбор материалов и термической обработки колес

При мелкосерийном производстве для изготовления колёс выбираем легированную сталь (см. табл.2):

для шестерни сталь 40Х, термообработка- улучшение твердость 269-302 НВ, средняя твердость =285

для колеса сталь 40Х, термообработка улучшение, твердость 235-262 НВ средняя твердость=250

4.2 Определение допускаемых контактных напряжений

, МПа

Где - предел контактной выносливости при базовом цикле напряжений NH0(см. табл.3):

Для шестерни = 2+70=2*285+70=640 МПа

Для колеса =+70=2*250+70=570 МПа

Sн- коэффициент запаса прочности, Sн=1,1 (см. табл.3);

- коэффициент долговечности.

Базовое число циклов напряжений:

Для шестерни ==

Для колеса =

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения:

Где n-частота вращения шестерни, колеса,

С - число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1.

-срок службы передачи.

2920*8*0,85*3= 59568 часа

Где L-число лет работы передачи L=8

Кг-коэффициент годового использования передачи Кг=0,85

Кс-число смен работы передачи в сутки Кс = 3

Расчетное число циклов напряжений:

Для шестерни 60*970*1*59568=346,6*

Для колеса 60*175,09*1*59568=62,5*

Для длительно работающих передач при Nк>Nно коэффициент долговечности равен:

Для шестерни== 0,778

Для колеса == 0,835

Допустимые контактные напряжения.

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Расчётное допускаемое контактное напряжение:

4.3 Определение допускаемых напряжений изгиба

(МПа)

Где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл.4):

Для шестерни 1,75*285=498,75 МПа

Для колеса 1,75*250=437,5 МПа

коэффициент запаса прочности 1,7 (см. табл.4);

-коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, =1

-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки шестерни и колеса. Для поковок и штамповок =1

-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки. При нереверсивной передаче =1,0

-коэффициент долговечности

Где -базовое число циклов напряжений. Для сталей =

Nк- расчётное число циклов за весь срок службы передачи

q - показатель степени кривой усталости

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни = то и для колеса больше базового числа циклов то принимаем =1,0.

Допускаемые напряжения изгиба.

Для шестерни =498,75*1*1*1*1/1,7=293,382 МПа

Для колеса =437,5*1*1*1*1/1,7=257,353 МПа



4.4 Определение межосевого расстояния

, мм

Где Ка= -вспомогательный коэффициент;

u- передаточное число, u = 27,7

-вращающий момент на шестерне, = 88,1 Н*м

-коэффициент нагрузки. Для шевронной передачи предварительно принимаем

=1,2

- коэффициент ширины колеса,=0,4

=166,32мм

Принимаем из ряда стандартных чисел 160 мм

4.5 Определение модуля передачи

Минимальное значение модуля из условия прочности на изгиб.

,мм

Где

ширина венца колеса мм

Принимаем 64 мм.

мм.

Максимально допустимый модуль передачи

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение нормального модуля = 3 мм (см. табл.5).

4.6 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс

Предварительно принимаем наклон зубьев = 10°

Суммарное число зубьев:

89,5

Принимаем 90

4.7 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни:

Принимаем <

Так как , то зубчатые колеса косозубой передачи изготавливают со смещением исходного контура

Число зубьев колеса:

89.5-14.06 = 75.44

4.8 Уточнение передаточного числа

= 5.36

Отклонение от заданного передаточного числа.

4.9 Уточнениеугланаклоназубьев

= 0,195

4.10 Определение размеров зубчатых колес.

Делительные диаметры:

Шестерни = 50.47мм

Колеса 270.81 мм

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни 50.47+(2+0,27)*0.7 = 48,909 мм

Колеса 270.81+(2+0,27)*0.7 =272,399 мм

Диаметры впадин зубьев:

Шестерни 50.47-(2,5-0,27)*0.7 = 33.579 мм

Колеса 270.81-(2,5-0,27)*0.7 = 269,249 мм

Ширина зубчатого венца:

Колеса мм

Шестерни мм

4.11 Размеры заготовок

Диаметр заготовки шестерни:

мм

Для колеса с выточками:

Толщина диска мм

Толщина обода заготовки колеса мм

Предельные размеры заготовок для стали 40Х:



;(см. табл.2);

Условие пригодности для заготовок выполняется, так как

и

4.12 Определение усилий в зацеплении.

Окружная сила: 3491,18Н

Радиальная сила:1695,281Н

Осевая сила:

4.13 Проверочный расчет передачи на контактную прочность

Расчётное значение контактного напряжения:

Где коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колес

коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых колес

==0,753.



коэффициент торцевого перекрытия.

коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев.

Где делительный угол профиля в торцевом сечении

основной угол наклона зубьев.

U= 4,13 - фактическое передаточное число.

коэффициент нагрузки.

Где коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

При



твердости зубьев колес 350 НВ и при симметричном расположении колес относительно опор (рис.3, схема передачи 3)(см. табл.8);

Окружная скорость колес.

м/с

коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку. Для косозубой передачи назначаем 8-ю степень точности изготовления (см. табл.6). При V=2,686м/с и 8-ой степени точности 1,04 (см. табл.7).

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. ПриV=2,686 м/с и 8-ой степени точности =1,07 (см. табл.9).

Расчётное контактное напряжение

Условие прочности выполняется.

Отклонение расчетного напряжения от допускаемых контактных напряжений.

Недогрузка передачи составляет 8,677%, что допустимо.



4.14 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе

Расчётное напряжение изгиба определяют по формуле:

, МПа

Где Ft - окружная сила в зацеплении,

- коэффициент нагрузки:

Где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

При V=2,686 и 8-ой степени точности = 1,10 (см. табл.10).

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

=1,07

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений:

Где х- коэффициент смещения Х1=Х2=0

-эквивалентное число зубьев колес:



Для шестерни

Для колеса

Для шестерни

Для колеса

-коэффициент, учитывающий наклон зуба.

коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни:

.

Условие прочности выполняется.



5. Расчет открытой зубчатой цилиндрической передачи.

Исходные данные для расчета:

1) передаточное число U= 3,5

2) частота вращения шестерни 175об/мин

3) частота вращения колеса 50 об/мин

4) вращающий момент на шестерне 638,484 Н*м

5) вращающий момент на колесе 2101 Н*м

6) опоры валов - шарикоподшипники

7) срок службы передачи при двухсменной работе 8 лет

8) передача нереверсивная

9) нагрузка постоянная

10) производство мелкосерийное.

5.1 Выбор материалов и термической обработки колес

При мелкосерийном производстве и невысоких требованиях передачи для изготовления колёс выбираем материалы (см. табл.2):

для шестерни сталь 45, термообработка- нормализация, твердость =210

для колеса выбираем сталь 45Л, термообработка - нормализация, твердость = 180.

5.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

(МПа)

Где -предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов напряжений (см. табл.4);

Для шестерни 1,75*210 = 367,5 МПа

Для колеса 1,75*180 = 315 МПа

-коэффициент долговечности

Где -базовое число циклов напряжений. Для сталей =

q=6 при твердости Н350 НВ

Расчетное число циклов напряжений за весь срок службы передачи при постоянном режиме нагружения^

Где n-частота вращения шестерни колеса,

с- число зацеплений зуба за один оборот колеса. Для нереверсивной передачи с=1.

-срок службы передачи.

2920*8*0,85*2=39712 часа

Где L-число лет работы передачи L=8

Кг-коэффициент годового использования передачи Кг=0,85

Кс-число смен работы передачи в сутки Кс=2

Расчетное число циклов напряжений:



Для шестерни 60*175*1*39712=417*

Для колеса 60*50*1*39712=119*

Так как расчетное число циклов напряжений для шестерни = то и для колеса больше базового числа циклов то принимаем =1,0.

Допускаемые напряжения изгиба.

Для шестерни =0,4*367,5*1=147 МПа

Для колеса =0,4*315*1= 126 МПа

5.3 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Принимаем

Тогда:

24*3,5=84

5.4 Определение модуля зацепления

, мм

ГдеKm- вспомогательный коэффициент

Т1 - вращающий момент на шестерне

?bd- коэффициент ширины венца колеса относительно диаметра, принимаем ?bd= 0,3

КF? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

Где SX - номер схемы расположения колёс, SX = 1 (рис.3)

YFS1- коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни

Принимаем по ГОСТ 9563-80 стандартное значение модуля m = 8 мм (см. табл.5).

5.5 Определение геометрических размеров зубчатых колес

Делительные диаметры:

Шестерни мм

Колеса мм

Диаметры вершин зубьев:

Шестерни 192 + 2*8 = 208 мм

Колеса 672 +2*8 = 688 мм

Диаметры впадин зубьев:

Шестерни 192 -2,5*8 = 172 мм

Колеса 672 -2,5*8 = 652 мм



Ширина зубчатого венца:

Колеса

Шестерни мм

5.6 Определение межосевого расстояния.

, мм

5.7 Проверочный расчет передачи на выносливость при изгибе.

, МПа

Где Ft - окружная сила в зацеплении

Окружная скорость колес:

м/с

Для прямозубой передачи назначаем 9-ю степень точности изготовления (см. табл.6);

- коэффициент нагрузки

=1,33*1,2=1,596



Где - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку.

При V=1,759 и 9-ой степени точности = 1,2(см. табл.10);

-коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

= коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни.

Условие прочности выполняется.

5.8 Проверочный расчёт зубьев при изгибе максимальной нагрузкой

Предельные допускаемые напряжения изгиба:

Где?Flim-предел выносливости зубьев при изгибе, МПа

YNmax - максимальная величина коэффициента долговечности,

KSt - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нарузки,

SFSt - коэффициент запаса прочности,

Для шестерни

Для колеса

Максимальные напряжения изгиба при перегрузке:

Где Кп - коэффициент перегрузки. Для привода с асинхронным электродвигателем при пуске Кп = 2,5 (см. табл.11).

Для шестерни

Для колеса

Условие прочности выполняется.



6. Предварительный расчет и конструирование валов редуктора

6.1 Ведущий вал - шестерня

, мм МПа

мм

Так как был выбран двигатель АИР180М8 с мм, то

мм. Принимаем мм

Принимаем мм

Для уплотнения используем манжету резиновую армированную



Выбираем манжету 1-48х70 ГОСТ 8752-79

Принимаем диаметр мм

Принимаем диаметр мм



6.2 Ведомый вал - колесо

, мм МПа

мм Принимаем мм

мм Принимаем мм

Для уплотнения используем манжету резиновую армированную



Выбираем манжету 1-58х80 ГОСТ 8752-79

Принимаем диаметр мм

Принимаем диаметр мм

Принимаем диаметр мм



6.3 Предварительный выбор подшипников редуктора

Предварительно выбираем подшипники средней серии по диаметру вала- подшипники шариковые радиальные средней серии:

Ведущий вал - шестерня:

Подшипник 311 ГОСТ 8338-75

Размеры: мм; мм; мм; мм; мм;

Грузоподъемность: кН кН

Ведомый вал - колесо:

Подшипник 313 ГОСТ 8338-75

Размеры: мм; мм; мм; мм; мм;

Грузоподъемность: кН кН



Список литературы

1. Расчет цилиндрических зубчатых передач. Методические указания для студентов всех специальностей / Сост. М.В. Авакумов, А.Б. Коновалов; СПБГТУРП. СПб., 2012- 45 с.

2. Кинематические расчеты приводов машин. Методические указания для самостоятельной подготовки студентов к выполнению курсового проекта / Сост. А.Л. Кириленко, М.В. Авакумов, А.Б. Коновалов; Изд-2-е,испр; СПБГТУРП. СПб., 2011- 29 с.

3. Конструирование узлов и деталей машин Учеб. Пособие для студ. техн. спец. вузов/ П.Ф.Дунаев, О.П.Леликов. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Издательский центр «Академия», 2003. - 496 с.

Размещено на Allbest.ur

...