Расчет клиноременной передачи

Спроектировать привод цепного конвейера

Пояснительная записка к курсовой работе по «Деталям машин» 440304.Б12.11.00.00.ПЗ

Выполнил: студент гр. ПРО41 Саитгалеев Ф.Ф.

Проверил: старш. препод. Девяткина С.Н.

Стерлитамак 2016

Содержание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет…………..…………4

2. Расчет клиноременной передачи ………………………………………….7

3. Расчет закрытой зубчатой передачи ……………………………………..10

4. Расчет цепной передачи…………………………………………………..15

5. Предварительный расчет валов редуктора ……………………………...20

6. Конструктивные размеры шестерни и зубчатого колеса………...…….21

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора …………………………..22

8.Первый этап компоновки редуктора (на миллиметровой бумаге)

9. Проверка долговечности подшипников........................................... 26

10. Уточненный расчет валов................................................................ 32

11. Расчет шпоночных соединений ...................................................... 35

12. Выбор сорта масла.......................................................................... 37

13. Описание сборки редуктора

14. Список литературы.......................................................................... 39

Рис. 1. Кинематическая схема привода цепного конвейера

1 – эл .двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – цилиндрический косозубый редуктор; 4 – цепная передача; 5 – приводная звездочка конвейера; 6 – подшипники качения

Исходные данные:

Тяговое усилие F=2,0 кН,
Скорость цепи V=1,3 м/с,
Шаг цепи конвейера t=90 мм
Число зубьев звездочки z=9

Общий кпд привода:

h=h₁h₂h₃³h₄, (1.1)

где h₁=0,96 – кпд клиноременной передачи;

h₂=0,975 – кпд зубчатой цилиндрической передачи;

h₃=0,925 – кпд цепной передачи;

h₄=0,99 – кпд пары подшипников качения [1,с.5].

h=0,96×0,975×0,925×0,99³=0,84.

Мощность на валу приводной звездочки:

P_б=F×V, (1.2)

где F=2 кН – тяговое усилие на звездочке, кН;

V=1,3 м/с – скорость цепи, м/с.

Р_б=2×1,3 =2,6 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

(1.3)

По ГОСТ 19523-81 выбираем электродвигатель 4АМ112МА6УЗ с параметрами Р_дв=3 кВт и номинальной частотой вращения n_дв=955 мин^-1 [2, с.406].

Угловая скорость на валу электродвигателя:

(1.4)

Частота вращения вала приводной звездочки:

; (1.5)

где t=90 мм – шаг цепи конвейера;

z=9 – число зубьев приводной звездочки.

Угловая скорость приводной звездочки по формуле (1.4):

Общее передаточное отношение:

u=n_дв/n₃; (1.6)

u =955 / 96,3 = 9,9.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи [1, с.7,36]: U₂=5,

передаточное число ременной передачи U₁=1,2,

тогда передаточное число цепной передачи:

u₃=u/u₁×u₂;

u₃=9,9 / (1,2×5) = 1,65.

Частота вращения:
на валу электродвигателя:

n_дв=955 мин^-1;

на ведущем валу редуктора:

n₁=n_дв / u₁=955 / 1,2=796 мин^-1;

на ведомом валу редуктора:

n₂=n₁ / u₂ = 796/ 5 = 159 мин^-1;

на валу приводной звездочки:

n₃ = n₂ / u₃ = 159/ 1,65 = 96,46 мин^-1.

Угловые скорости:

на валу электродвигателя: w_дв=100 c^-1;

на ведущем валу

w₁=w_дв / u₁=100 / 1,2= 83,3 с^-1;

на ведомом валу

w₂=w₁/u₂ =83,3 / 5 = 16,7 с^-1;

на валу приводной звездочки:

w₃ =w₂/u₃ =16,7 / 1,65 = 10 c^-1.

Р₁= Р₁×h₂×h₄; (1.7)

Р₁=3000×0,96×0,99=2851 Вт;

Р₂= Р₂×h₁h₄; (1.8)

Р₂=2851 ×0,975×0,99= 2752 Вт;

Р₃= Р₃×h₃h₄; (1.9)

Р₃=2752 ×0,925×0,99= 2520 Вт.

Вращающие моменты: на валу электродвигателя:

(1.10)

на ведущем валу:

Т₁=Р_1/ w₁=2851 / 83,3=34 Н×м;

на ведомом валу:

Т₂=Р₂/w₂=2752 / 16,7=165 Н×м;

на валу приводной звездочки:

Т₃ =Р₃/w₃= 2520 / 10 = 252 Н×м.

Таблица 1.1

Расчет клиноременной передачи

По номограмме [1, c.134] принимаем сечение клинового ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

(2.1)

Принимаем d₁=140 мм.

Диаметр большего шкива:

d₂=u₁d₁(1–e); (2.2)

d₂=1,2×140×(1–0,02)=167 мм.

Принимаем d₂=160 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение

d=

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=140 мм и d₂=160 мм.

Межосевое расстояние:

а_min≥ 0,55(d₁+d₂)+h; (2.3)

где, h – высота ремня, h=10,5мм [1, c.76].

a_min =0,55(140+160)+10,5=165 мм.

Расчетная длина ремня:

(2.4)

Принимаем по ГОСТ L=800 мм [1, c.76].

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

; (2.5)

Угол обхвата меньшего шкива:

(2.6)

Скорость ремня V, м/с, определяется по формуле:

(2.7)

.

(2.8)

где Р – мощность, передаваемая клиноременной передачей;

Р=Р_дв=3 кВт;

Р₀ – мощность, передаваемая одним клиновым ремнём [1, c.132]:

Р₀=1,8∙10³Вт;

– коэффициент режима работы [1, c.136]: С_р=0,9.

– коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [1, c.135]:

С_l=0,82;

– коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135]:

C_a=0,98.

С_z – коэффициент, учитывающий число ремней, С_z=0,95.

Принимаем z=2.

Сила предварительного натяжения ремня F₀, H,:

(2.9)

где – коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил [1,c.136]:

Сила давления на вал F_В, Н:

(2.10)

Канавки шкивов клиноременных передач по ГОСТ 20889-80 [1, с.138]:

для ремня сечения Б:

l_p=14 мм; h=10,5 мм; f=12,5 мм; t=4,3мм; р=19 мм; a=34⁰.

Ширина шкива В, мм:

B=(z–1)р+2f=(2–1)×19+2×12,5=69 мм.

Проверяем ремень на долговечность λ, с^-1 по частоте пробега в секунду:

(2.11)

где V – скорость ремня, м/с;

L_p – длина ремня, м;

[λ] – допустимое значение долговечности ремня, [λ]=с^-1.

λ=7/0,8=8,75 с^-1.

Условие выполняется, т. к. 8,75 ≤10 с^-1.

Выбираем материалы: сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость для зубчатого колеса – 210НВ, для шестерни – 240 НВ.

Предел контактной выносливости [1, с.34]:

s_Hlimb=2НВ+70=2×210+70=490 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

(3.1)

[S_H]=1,2 – коэффициент безопасности [1, с.33].

Принимаем значение коэффициентов [1, с.32]:

K_Hb=1; y_ba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

; (3.2)

где К_а=43 – коэффициент, для косозубых колес;

Т₂=165 Н×м – крутящий момент на зубчатом колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66:

a_w=125 мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=(0,01-0,02)a_w; (3.3)

m_n =(0,01-0,02)×125=1,25¸2,5 мм.

Принимаем модуль по ГОСТ 9563-60 [1, с.36]:

m_n=2 мм.

Определяем число зубьев:

шестерни

(3.4)

Принимаем z₁=20,

тогда число зубьев зубчатого колеса

z₂=z₁ u₁; (3.5)

z₂=20×5=100.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

Откуда, b=16,26⁰.

Делительные диаметры:

шестерни

(3.7)

зубчатого колеса

; (3.8)

Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

шестерни

d_a1=d₁+2m_n; (3.9)

d_a1=41,67+2×2=45,67 мм;

колеса

d_a2=d₂+2m_n;

d_a2=208,33+2×2=212,33 мм.

Ширина колеса:

b₂=y_baa_w; (3.10)

где y_ba=0,4 – коэффициент ширины венца;

b₂=0,4×125=50 мм,

принимаем ширину колеса b₂=50 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5;

b₁=50+5=55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

y_bd= ; (3.11)

Окружная скорость колес:

(3.12)

Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39-40]:

K_Hb=1; K_HV=1,09; K_Нa=1.

Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HbK_HVK_Ha;

К_Н=1×1,09×1=1,09.

Проверяем контактные напряжения:

; (3.13)

Условие s_H<[s_H] выполнено: 381 МПа < 408,33 МПа.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

F_t= (3.14)

радиальная

(3.15)

осевая

(3.16)

Предел выносливости при нулевом цикле изгиба:

для шестерни s_Flimb1=1,8НВ=1,8∙210=378 МПа.

[S_F]=[S_F]' [S_F]''=1,75×1=1,75,

где [S_F]'=1,75; [S_F]''=1 [1, c.44].

Допускаемые напряжения:

Эквивалентное число зубьев:

(3.17)

Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:

Y_F2=3,6.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]: K_Fb=1,13.

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]:

K_FV=1,09.

Коэффициент нагрузки:

K_F=K_FbK_FV=1,13×1,09=1,23.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(3.18)

Условие s_F<[s_F]₁ выполнено, 72,3 < 216 МПа.

Расчет цепной передачи

(4.1)

Принимаем

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

(4.2)

Принимаем

Определяем фактическое передаточное отношение

(4.3)

Определяем отклонение от полученного ранее U:

Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки

(3.5)

где К_д – динамический коэффициент, К_д=1;

К_а – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, К_а=1;

К_н – коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, К_н=1;

К_{р –} коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи, К_р=1,25;

К_см – коэффициент, учитывающий способ смазывания цепи, К_см=1,4;

К_п – коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, К_п=1.

Определяем шаг цепи t, мм:

t= 2,8 ; (3.6)

t= 2,8

По ГОСТу 13568-75 принимаем большее ближайшее значение t=25,4 мм.

Выбираем цепь ПР-25,4-60 ГОСТ 13568-75,имеющую:

Шаг цепи t=25,4 мм;

Разрушающую нагрузку Q=60 кН;

Массу одного метра цепи q=2,6 кг/м

Проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=179,7 мм².

Проверяем цепь с шагом t=25,4 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения, следовательно, условие выполнено, так как 96,5 < 800 об/мин.

Определяем расчетное давление p, МПа:

(3.8)

где – окружная сила, передаваемая цепью, Н;

, (3.9)

где V – фактическая скорость цепи, м/с.

(3.10)

м/с.

=2495 Н.

Условие нагружения цепи выполнено:

Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах должно находиться в пределах: =а/t=30…50.

Определяем число звеньев цепи по формуле:

(3.11)

где – суммарное число зубьев:

(3.12)

(3.13)

Округляем до четного числа

Уточняем межосевое расстояние а, мм:

(3.14)

1013 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей , мм, звездочек:

(3.15)

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

(3.16)

где – диаметр ролика цепи, =15,88 мм;

Определяем центробежную силу ,Н:

(3.17)

Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

, (3.18)

Н.

Определяем силу давления цепи на вал ,Н:

; (3.19)

Н.

Определяем расчетный коэффициент запаса прочности S:

; (3.20)

=23,8.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением ,

где – допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей. =7,6.

23,8>7,8.

Условие прочности выполнено.

12
3
4
Далее ⇒