Курсовая работа: Привод ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, открытой клиноремённой передачи цилиндрического одноступенчатого редуктора и соединительной муфты

Число зубьев шестерни:

z1= zΣ / (u+1) =226/ (5.75+1) =33.5≥ z1min=17

Принимаем z1=34.

Число зубьев колеса:

z2= zΣ - z1=226-34=192

Фактическое передаточное число:

uф= z2/ z1=192/34=5,65

Отклонение от заданного передаточного числа:

такое расхождение допускается.

Делительный диаметр шестерни:

d1= z1·m/ cosβ=34·2/cos (10) =69.049 мм

Делительный диаметр колеса:

d2=2аw - d1=2·230-69.049=390.951 мм

Диаметр окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

dа1= d1+2m=69.049+2·2=73.049 мм

dа2= d2+2m=390.951+2·2=394.951 мм

Диаметр окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

df1= d1-2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

df2= d2-2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

Ширина шестерни:

b1= b2 +5=92+5=97 мм

Окружная скорость колеса:

в зависимости от окружной скорости колеса по табл.2.4 [3] принимаем 9 степень точности передачи.

Результаты расчёта основных параметров передачи представлены в таблице 3.1

Таблица 3.1

3.4 Определение сил в зацеплении

Окружная сила в зацеплении:

Радиальная сила в зацеплении:

Fr=Ft·tg20º/cosβ=8425· tg20º cos10=3114 H

где α=20º - стандартный угол.

Осевая сила в зацеплении:

Fa=Ft·tgα=8425· tg20º = 3066 H

Результаты расчёта представлены в таблице 3.2

Таблица 3.2

3.5 Проверочный расчёт передачи на контактную усталостную прочность

где KHα=1.1 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями (стр.20 [3]);

KHV=1.1 - коэффициент динамической нагрузки (стр.20 [3]);

Расчётные контактные напряжения меньше допускаемых, следовательно, контактная прочность передачи обеспечена.

3.6 Проверочный расчёт передачи на изгибную усталостную прочность

Расчётные напряжения изгиба в зубьях колеса:

σF2=KFαYβKFβKFVYF2Ft /b2m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184≤ [σ] F2

где KFα =1 - коэффициент для косозубых колес (стр. 19 [3]);

Yβ =1-β/140=1-10/140=0,93 - коэффициент;

KFβ = 1 - коэффициент, при термообработке улучшения (стр. 19 [3]);

KFV = 1,2 - коэффициент (стр. 19 [3]);

YF2 = 3,61 - коэффициент формы зуба шестерни принят по таблице 2.5 [3] в зависимости от zV1= z1-cos3β =34/ (cos10) 3=35.6

Расчётные напряжения изгиба меньше допускаемых, следовательно, изгибная прочность шестерни обеспечена.

Результаты расчёта передачи на прочность представлены в табл.3.3

Таблица 3.3

4. Расчёт клиноремённой передачи

Расчёт производим согласно [4] стр130.

Расчёт начинаем с выбора сечения ремня. В соответствии с рис.7.3 [4] выбираем сечение ремня В.

Диаметр ведущего шкива:

принимаем из ряда стандартных чисел D1 = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива учитывая проскальзывание ремня и приняв относительное скольжение ε = 0,015:

принимаем из ряда стандартных чисел D2 =710 мм. Уточняем передаточное отношение:

uрпф= D2/ D1 (1-ε) =710/200 (1-0,015) =3,585

Отклонение от заданного передаточного отношения:

такое расхождение допускается.

Межосевое расстояние передачи:

аmin= 0.55 (D1 - D2) + h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм

аmax=2 (D1 +D2) = 2 (200+710) = 1820 мм

где h =14.3 мм - высота ремня.

Предварительно принимаем стандартное значение межосевого расстояния а = 600мм.

Расчётная длина ремня:

Lp=2a+0.5π (D1 +D2) + (D1 +D2) 2/4a = 2·600+0.5π (200+710) +

+ (200+710) 2 /4·600=2737,79 мм

принимаем стандартную длину L = 2800 мм.

Значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня:

вычислим

Dcp=0.5 (D1 +D2) = 0.5 (200+710) = 455 мм

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=28 мм, для того чтобы облегчить надевание ремней на шкив, для увеличения натяжения ремней необходимо предусмотреть возможность увеличения межосевого расстояния на 0,025L=70 мм, таким образом ход натяжного устройства составит 28+70=98 мм. Регулировка ремённой передачи будет осуществляться перемещением двигателя при помощи регулировочного винта.

Угол охвата меньшего шкива:

Необходимое число ремней:

где Po= 5.83 кВт - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем, табл 7.8 [4] ;

CL= 0.95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня табл.7.9 [4] ;

CP=1.1 - коэффициент режима работы табл.7.10 [4] ;

Cα = 0.85 - коэффициент угла обхвата [4] стр.135;

Cz = 0.9 - коэффициент, учитывающий число ремней в передаче [4] стр.135;

принимаем z = 4 ремня.

Предварительное натяжение ветвей ремня:

где Θ = 0,3 (Н·с2) /м2 - коэффициент учитывающий центробежную силу [4] стр.136;

ν = 0,5ω1D1=0.5·76.4·0.2 = 7.64 м/с - скорость ремня.

Сила, действующая на вал:

Результаты расчета представлены в таблице 4.1

Таблица 4.1

5. Выбор муфты

Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) ГОСТ 21424-75.

Муфты типа МУВП позволяют смягчать ударные нагрузки и рывки за счёт упругих элементов в составе муфты, кроме того они допускают некоторые неточности сборки.

Муфту выбираем по расчётному моменту.

Расчётный момент:

MP=kTm = 1.4·1647=2306 Hм

где k = 1.4 - коэффициент режима работы стр.267 [3].

Принимаем муфту МУВП 4000-80-1.1 ГОСТ 21424-75.

6. Предварительный расчёт валов

6.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

Для шестерни ранее принят материал - сталь 40Х.

Для тихоходного вала также принимаем сталь 40Х.

Допускаемые напряжения для предварительного расчёта валов принимаем в соответствии с рекомендациями стр.31 [3] принимаем [τ] к = 25 Н/мм2.

Механические характеристики улучшенной стали 40Х принимаем по таблице 12.7 [3]:

Предел прочности σв = 800 МПа.

Предел текучести σТ = 640 МПа.

Допускаемые напряжения при расчёте на статическую прочность при коэффициенте запаса

n=1.5 [τ] = 640/1.5 =426 МПа.

6.2 Предварительный расчёт быстроходного вала

Конструкция быстроходного вала представлена на Рис.6.1.

Диаметр выходного конца вала:

принимаем стандартное значение d = 40 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

dn=d+2tцил = 40 + 2·3,5=47,5 мм

где tцил = 3,5 мм, таблица 3.1 [3].

принимаем стандартное значение dn = 50 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

dбп = dп+3r = 50 + 3·2.5 = 57.5 мм

где r = 2.5 мм таблица 3.1 [3].

Принимаем dбп = 60 мм.

Длина выходного участка вала в соответствии со стр.48 [3]:

lm=1,5d= 1,5·40 = 60 мм

принимаем lm= 60 мм.

Длина участка вала под подшипник в соответствии со стр.48 [3]:

lk=1,4·dn= 1.4·50 = 70 мм

принимаем lk=70 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

6.3 Предварительный расчёт тихоходного вала.

Конструкция тихоходного вала представлена на Рис.6.2.

Диаметр выходного конца вала:

принимаем стандартное значение d = 80 мм.

Для удобства монтажа деталей вал выполняем ступенчатой конструкции. Диаметр вала под подшипник:

dn = d+2·tцил = 80 + 2·5.6 = 91.2 мм

где tцил = 5,6 мм таблица 3.1 [3].

принимаем стандартное значение dn = 95 мм.

Диаметр буртика подшипника принимаем с учётом фасок на кольцах подшипника:

dбп = dп+3r = 95 + 3·4 = 107 мм

где r = 4 мм таблица 3.1 [3].

принимаем dбп = 105 мм.

Диаметр участка вала под колесо:

dk=dбп = 105 мм

Диаметр буртика колеса:

dбк=dк+3f= 105+3·2.5=112.5 мм

где f =2.5 мм таблица 3.1 [3].

принимаем dбк= 115 мм.

Длина выходного участка вала в соответствии со стр.48 [3]:

lм=1.5·d= 1.5·80 = 120 мм

принимаем lм = 120 мм.

Длина участка вала под подшипник в соответствии со стр.48 [3]:

lk=1.4·dn= 1.4·95 = 133 мм

принимаем lk = 140 мм.

Остальные размеры вала определяются из предварительной прорисовки редуктора.

Зазор между поверхностями колёс и внутренними поверхностями стенок корпуса:

принимаем а = 11 мм;

где L= 480 мм - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, принято из эскизной компоновки редуктора.

7. Выбор подшипников

7.1 Выбор типа и типоразмера подшипника

Для быстроходного и тихоходного валов принимаем радиально-упорные шариковые однорядные подшипники по ГОСТ 831-75, такой выбор обосновывается тем, что в косозубой цилиндрической передаче возникают кроме радиальной ещё и

значительные осевые нагрузки, а такой тип подшипников обеспечивает нормальную

работу вала при действии на него одновременно радиальных и осевых нагрузок

Предварительно в качестве опор быстроходного вала принимаем подшипник №46210; для тихоходного вала №46219.

7.2 Выбор схемы установки подшипников

Установка вала требует достаточно надёжной осевой фиксации из-за действия осевой нагрузки. Такую фиксацию обеспечивает схема установки подшипника "враспор". При этом торцы внутренних колец подшипника упираются в буртики выполненные на валу, торцы внешних колец упираются и торцы крышек.

Такая схема установки обеспечивает простоту конструкции, небольшое количество деталей узла, простоту регулировки, которая производится набором прокладок.

Для того чтобы избежать защемления вала в опорах в результате температурных деформаций необходимо предусмотреть зазор между торцом внешнего кольца одного из подшипников и крышкой. После установления нормального температурного режима работы вала зазор исчезает. И в соответствии с рекомендациями [3] стр.38 примем для обоих валов зазор 0,5 мм.

7.3 Проверка долговечности подшипников тихоходного вала

7.3.1 Составление расчётной схемы и определение реакций в опорах

Для составления расчетной схемы используем эскизы валов и предварительную прорисовку редуктора.

Расчетная схема тихоходного вала представлена на рис.7.1. На тихоходный вал действуют силы в зацеплении. В подшипниковых опорах - В и Г возникают реакции опор. Реакции представлены в виде составляющих на оси координат. Определяем реакции в опорах В и Г. Расчёт ведём отдельно для плоскости ZOX и плоскости YOX.

где l4 =60 мм; l5 = 120 мм - приняты из предварительной прорисовки редуктора.

Из суммы моментов всех сил, действующих на в плоскости YOZ относительно опоры B получим:

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости YOZ относительно опоры Г получим:

Из суммы моментов всех сил действующих в плоскости XOZ относительно опоры В получим:

Страницы: 1, 2, 3