Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

УЧРЕЖДЕНИЕ ОБРАЗОВАНИЯ: БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Кафедра деталей машин и ПТУ

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

По дисциплине: «ДЕТАЛИ МАШИН И ПТМ»

Тема курсового проекта: «Привод ленточного конвейера»

Разработал:

студент 4 курса ,

факультета ТДП,

группы №3,

Василевская А.М.

Руководитель:

Бельский С.Е.

Минск 2012

Содержание

ВВЕДЕНИЕ

РЕФЕРАТ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

2. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Выбор материала

2.2 Проектировочный расчёт редуктора на контактную выносливость

2.3 Проверочный расчёт зубчатой передачи на контактную выносливость

2.4 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе

2.5 Определение параметров зубчатых колёс

2.6 Определение усилий в зацеплении

3. РАСЧЁТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

4. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Проверочный расчет цепной передачи с роликовой цепью

4.2 Определение основных параметров звездочек втулочных и роликовых цепей

5. ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЕ РАСЧЕТЫ И ЭСКИЗНАЯ РАЗРАБОТКА ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ РЕДУКТОРА

5.1 Предварительный расчёт валов

5.2 Расчет элементов корпуса

5.3 Эскизная компоновка

6. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

6.1 Определение реакций в опорах валов и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.2 Проверочный расчет подшипников

6.3 Проверочный расчет шпонок

6.4 Проверочный расчет валов

7. ВЫБОР СПОСОБА СМАЗКИ, КОНТРОЛЯ И СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ПЕРЕДАЧ И ПОДШИПНИКОВ

8. ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК И КВАЛИТЕТОВ ТОЧНОСТИ ДЛЯ СОПРЯЖЕНИЯ ПРИВОДА

9. ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА ОТКЛОНЕНИЙ РАЗМЕРОВ, ФОРМЫ, ВЗАИМНОГО РАСПОЛОЖЕНИЯ, ПАРАМЕТРОВ ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТИ

ЛИТЕРАТУРА

ВВЕДЕНИЕ

При выполнении курсового проекта студент должен проявлять максимум самостоятельности и творческой инициативы в выборе вариантов конструкций, материалов, форм деталей, графического оформления чертежей и т.п.

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи - вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

РЕФЕРАТ

РЕДУКТОР, ПРИВОД, ШЕСТЕРНЯ, ЗУБЧАТАЯ ПЕРЕДАЧА, РЕМЕННАЯ ПЕРЕДАЧА, ЦЕПНАЯ ПЕРЕДАЧА, СМАЗКА, ПОДШИПНИК, ВАЛ, ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЬ.

Пояснительная записка состоит из девяти разделов.

В каждом разделе рассчитываются или описываются определенные параметры передач.

В первом разделе производится общий силовой и кинематический расчет привода. Данный раздел является основой всего курсового проекта.

Во втором разделе производится основной и проверочный расчет редуктора, т.е. закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами.

В третьем разделе производится основной и проверочный расчет открытой ременной передачи.

В четвертом разделе производится основной и проверочный расчет открытой цепной передачи и выбор масла для смазки редуктора.

В пятом разделе проводятся предварительные расчеты и эскизная разработка основных элементов редуктора.

В шестом разделе производятся проверочные расчёты основных элементов_редуктора.

В седьмом разделе приводится выбор способа смазки, контроля и смазочных материалов для передач и подшипников.

В восьмом разделе рассматривается выбор и обоснование посадок и квалитетов точности для сопряжения привода.

В девятом разделе приводится обоснование выбора отклонений размеров, формы, взаимного расположения, параметров шероховатости поверхности.

привод передача подшипник колесо

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

Рассматриваемый нами привод включает в себя следующие узлы:

Электродвигатель.

Открытую плоскоременную передачу.

Закрытую зубчатую передачу с цилиндрическими косозубыми колёсами.

Цепную передачу.

Кинематическая схема привода:

Узлы соединяются между собой двумя валами, через которые передаётся крутящий момент. Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является входной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

Исходя из задания, в рассматриваемом приводе выходная мощность Р_вых=3 кВт, а угловая скорость на выходе w_вых=1,9 с^-1.

Коэффициент полезного действия h₀ привода определяют по формуле:

h₀=h₁×h₂×¼×h_N, где (1.1)

h₁, h₂, h_N - коэффициенты полезного действия (КПД) отдельных кинематических пар.

Данную формулу можно записать следующим образом:

h₀=h_рем×h_{закр.з.цил.к.}×h²_пш×h_цепн., где (1.2)

h_рем - КПД плоскоременной передачи;

h_{закр.з.цил.к.} - КПД зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами;

h_цепн. - КПД цепной передачи;

h_пш - КПД для одной пары подшипников.

Принимаем следующие значения КПД:

h_рем=0,94;

h_{закр.з.цил.к.}=0,98;

h_цепн.=0,94;

h_пш=0,99.

Подставим численные значения, получаем:

h₀=0,94×0,98×0,94×0,99²=0,848

Требуемую мощность электродвигателя Р_тр, кВт, определяем по формуле:

Р_тр=Р_вых/h₀=3/0,848=3,53 кВт

Ориентировочное значение угловой скорости w_ор.дв, с^-1, вала электродвигателя можно определить по формуле:

w_ор.дв=u_ор×w_вых, где (1.3)

_ор - ориентировочное передаточное число привода;

w_вых - угловая скорость на выходе, с^-1.

Ориентировочно передаточное число привода можно определить по формуле:

_ор=u_рем×u_{закр.з.цил.к.}×u_цепн., где (1.4)

_рем - передаточное число плоскоременной передачи, принимаем u_рем=3;_{закр.з.цил.к.} - передаточное число зубчатой передачи с цилиндрическими косозубыми колёсами, принимаем u_{закр.з.цил.к.} =4;_цепн. - передаточное число цепной передачи, принимаем u_цепн.=3;

Подставим численные значения, получаем:

_ор=3∙4∙3 =36

Тогда получаем следующее ориентировочное значение угловой скорости:

w_ор.дв=1,9×36= 68,4 с^-1

Ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателя n_ор.дв равно:

_ор.дв=30×w_ор.дв/p=30×68,4/3,14= 653,5 мин^-1.

Для работы данного привода с заданными параметрами необходимо использовать электродвигатель с частотой вращения вала n_дв=720 мин^-1 марки 4А132S8 с мощностью 4,0 кВт.

Действительная угловая скорость w_д.дв равна:

w_д.дв=p×n_дв/30=3,14×720/30= 75,36 с^-1.

Определяем мощность на валах Р_i, кВт:

Р₁=Р_тр=3,53 кВт;

Р₂=Р₁×h_рем×h_пш =3,53×0,94×0,99 =3,28 кВт;

Р₃=Р₂×h_{закр.з.цил.к.}×h_пш=3,28×0,98×0,99=3,18 кВт;

Р₄=Р₃×h_цепн. =3,18×0,94=2,98 кВт.

Определяем угловые скорости w_i валов привода:

w₁=w_дв= 75,36 с^-1;

w₂=w₁/u_рем=75,36/3= 25,12 с^-1;

w₃=w₂/u_{закр.з.цил.к.} =25,12/4= 6,28 с^-1;

w₄=w₃/u_цепн.=6,28/3= 2,09 с^-1.

В зависимости от угловых скоростей на соответствующих валах w_i, с^-1, определяем частоты вращения валов привода n_i, мин^-1:

_i=30×w_i/p, (1.5)₁=n_дв=30×w₁/p=720 мин^-1;₂=30×w₂/p=30×25,12/3,14= 240 мин^-1;₃=30×w₃/p=30×6,28/3,14= 60 мин^-1;₄=30×w₄/p=30×2,09/3,14= 19,96 » 20 мин^-1.

В зависимости от мощности Р_i, кВт и угловой скорости w_i, с^-1 на соответствующих валах, определяем крутящие моменты Т_i, Н×м на валах привода:

Т_i=1000×Р_i/w_i, (1.6)

Т₁=1000×Р₁/w₁=1000×3,53 /75,36= 46,84 Н×м;

Т₂=1000×Р₂/w₂=1000×3,28 /25,12= 130,57 Н×м;

Т₃=1000×Р₃/w₃=1000×3,18 /6,28= 506,37 Н×м;

Т₄=1000×Р₄/w₄=1000×2,98 /2,09= 1425,83 Н×м.

Полученные при рассчётах значения занесем в табл. 1.1.

Таблица 1.1 - Сводная таблица результатов рассчётов

2. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Зубчатая передача, редуктор, выполненная в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса, в котором помещены элементы передачи - валшестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

2.1 Выбор материала

Шестерню и вал целесообразно выполнять как единое целое.

Для вала-шестерни принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=300, предел прочности s_В=1000 МПа, предел текучести s_Т=800 МПа .

Для зубчатого колеса принимаем материал Сталь 40Х ГОСТ 1050-88 со следующими характеристиками: твердость НВ=270, предел прочности s_В=1000 МПа, предел текучести s_Т=800 МПа .

2.2 Проектировочный расчёт редуктора на контактную выносливость

Определяем начальный диаметр шестерни d_w1,мм, по формуле:

d_w1=K_d∙, мм , где (2.1)

_d - вспомогательный коэффициент (принимаем K_d=675 МПа );₁ - крутящий момент на ведущем валу шестерни (T₁=130.57 Н×м);_Hb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, зависящий от твердости материала колес HB, принимаем K_Hb=1,05;_А - коэффициент внешней динамической нагрузки, по табл.3.3 [1] будет равен 1;- передаточное число рассчитываемой зубчатой пары, принимается из кинематического расчета u=4;

y_bd - коэффициент ширины зубчатого венца, задается в соответветствии с табл. 3.4 [1], принимаем y_bd=1;

[s_Н]- допускаемое контактное напряжение, МПа,определяют по формуле допускаемых контактных напряжений для каждого из зубчатых колес:

[s_Н]= s_Нlim/S_H ∙Z_R∙Z_V∙К_L∙К_XH; где (2.2)

_H - коэффициент запаса прочности определяем по табл.3.1 [1];

Z_R - коэффициент, учитывающий шероховатость поверхностей зубьев;

Z_V - коэффициент, учитывающий окружную скорость;

К_L - коэффициент, учитывающий влияние смазки;

К_XH - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса;

s_Нlim - предел контактной выносливости поверхности зубьев, МПа.

s_Нlim=s_{Нlim b}∙K_HL; где

_HL - коэффициент долговечности, принимаемый равным K_HL = 1;

s_{Нlim b}- предел контактной выносливости поверхности, соответствующей базовому числу циклов перемены напряжений, Мпа, зависит от твердости материала зубьев.

для шестерни:

s_{Нlim 1}=2HB+70 = 300∙2+70=670 МПа;

s_{Нlim 1}=s_{Нlim 1}∙ K_HL =670∙1=670 МПа.

для зубчатого колеса:

s_{Нlim 2}=2HB+70 = 270∙2+70=610 МПа

s_{Нlim 2}=s_{Нlim 2}∙ K_HL =610∙1=610 МПа.

Для проектировочного расчёта по ГОСТ 21354-88 значения коэффициентов принимают :

Z_R∙Z_V∙К_L∙К_XH=0,9.

Допускаемое контактное напряжение [s_Нi]:

для шестерни:

[s_Н1]= (s_Нlim1/S_H)∙Z_R∙Z_V∙К_L∙К_XH=670/1,1∙0,9=548,2 МПа;

для зубчатого колеса:

[s_Н2]= (s_Нlim2/S_H )∙Z_R∙Z_V∙К_L∙К_XH=610/1,1∙0,9=499,09 МПа.

Допускаемое контактное напряжение зубчатой передачи равно:

[s_Н]= 0,45∙([s_Н1]+ [s_Н2])=0,45∙(548,2+499,02)=471,2 МПа.

Подставим полученные значения в формулу 2.1, получаем:

_w1= K_d∙= 675∙=62мм.

Начальный диаметр шестерни равен d_w1= 62 мм.

Тогда ориентировочный начальный диаметр зубчатого колеса равен:

_w2=u∙d_w1=4∙62 =248 мм.

Отсюда ориентировочное межосевое расстояние равно:

а_w=(d_w1+ d_w2)/2, (2.3)

а_w= (62 +248)/2=155 мм.

Принимаем модуль m_n, мм, в зависимости от межосевого расстояния :

_n=0,01∙а_w=0,01∙155=1,55

Принимаем ближайшее стандартное значение m_n=1,5.

Предварительно принимаем угол наклона линии зуба b=15° . Тогда ориентировочное число зубьев:

для шестерни :

₁=(2∙а_w∙cosb)/m_n∙(u+1)=(2∙155 ∙cos15°)/(1,5∙(4+1))=40;

для зубчатого колеса :

₂=z₁∙u,₂=40∙4=160.

Уточняется передаточное число u= z₂/z₁, отколонение от требуемого значения не должно превышать 5%.

Уточнённое значение угла наклона лини зубьев, град :

b=arccos[(m_n∙(z₁+z₂))/(2∙а_w)],

b=arccos[(1,5∙(40+160))/(2∙155)]=14,6°

Уточняем диаметр начальной окружности шестерни d_w1 и колеса d_w2 , для косозубых передач:

диаметр начальной окружности шестерни:

_w1=m_n∙z₁/cosb,_w1=1,5∙40/cos14,6=62 мм.

диаметр окружности зубчатого колеса:

_w2=m_n∙z₂/cosb,_w2=1,5∙160/cos14,6=248 мм.

Уточним межосевое расстояние:

а_w=(d_w1+d_w2)/2,

а_w= (62 +248)/2=155 мм.

Окружную скорость определяют по формуле:

=(w₁∙d_w1)/2000, где (2.4)

w₁ - угловая скорость вала шестерни, w₁=25,12 с^-1;_w1 - уточнённый диаметр начальной окружности шестерни, d_w1=62 мм.

Подставим численные значения, получаем:

=(25,12 ·62 )/2000= 0,778 м²/с.

Для редуктора с цилиндрическими косозубыми колёсами при расчитанной угловой скорости соответствует восьмая степень точности .

Рабочая ширина венца и колеса:

₂=y_bd∙d_w1,₂=1∙62=62мм.₁=b₂+(3-5),₁=62+3=65мм.

2.3 Проверочный расчёт зубчатой передачи на контактную выносливость

Расчётные контактные напряжения в полюсе зацепления для косозубых передач определяют по формуле:

s_H=Z_H∙ Z_m∙ Z_e∙, где (2.5)

_H - коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев, при b=15°, Z_H=1,71,;

Z_m - коэффициент, учитывающий механические свойства материала сопряженных зубчатых колёс, принимаем Z_m=275;_e - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, принимаем Z_e =0,8;_Ht - удельная расчётная окружная сила, Н/мм;- передаточное число зубчатой передачи;_w1 - уточнённый диаметр начальной окружности шестерни, мм.

Удельную расчётную окружную силу определяют по формуле :

_Ht=((2∙T₁∙1000)/ (b₂∙d_w1))∙K_Ha∙K_Hb∙K_Hn, , где (2.6)

b₂ -ширина венца шестерни, мм; d_w1 - уточнённый делительный диаметр шестерни, мм; T₁ - крутящий момент на валу шестерни (T₁=130.57 Н×м); K_Ha - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки междузубьями, принимаем K_Ha=1,05; K_Hb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем K_Hb=1,05; K_Hn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении, принимаем K_Hn=1.

Подставим численные значения, получаем:

_Ht=((2∙130.57∙1000)/ (62∙62))∙1,05∙1,05∙1=74,84 Н/мм.

Подставим численные значения в формулу 2.5, получаем:

s_H=1,71∙ 275 ∙ 0.8 ∙, МПа.

Сопоставим полученное значение s_H= 462,109 с условием:

,9 ∙ s_H£ [s_н]£ 1,05 ∙ s_H;

,9 ∙ 462.109=415,89;

,05 ∙ 462.109=485,21;

,89 £ 471.2£ 485,21.

Что соостветствует условию s_H£ [s_н]=471,2 МПа.

2.4 Проверочный расчёт зубьев на выносливость при изгибе

Расчётное напряжение изгиба зубьев s_F, МПа, определяют по формуле:

s_F=((2000∙T₁∙ K_Fa∙K_Fb∙K_Fn / (b₂∙d_w1m))∙Y_F∙Y_a ∙Y_b£[s_F], (2.7)

Сокращенная:

s_F =Y_F∙Y_a∙Y_b∙W_Ft/m_n£[s_F] , где

K_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем K_Fa=1;

K_Fb - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем K_Fb =1,1); _Fb - коэффициент , учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении;_F - коэффициент, учитывающий форму зуба;_a - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, прирнимается Y_a=1;_b - коэффициент, учитывающий наклон зуба. Для косозубых Y_b =1-(b/140), где b - угол наклона зубьев, b=15^o, тогда Y_b =0,89.

[s_F] - допускаемое напряжение на выносливость зубьев при изгибе, которое определяют раздельно для шестерни и колеса:

s_F = (s_{F lim э}/S_F )∙Y_S∙Y_R∙K_XF, где (2.8)

_S - коэффициент, учитывающий градиент напряжения и чувствительность материала к концентрации напряжений, принимаем Y_S=1,05;_R - коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности, принимаем Y_R=1,2;_XF - коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса, принимаем K_XF=1;

s_Flimэ - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа;_F - коэффициент безопасности.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, МПа, определяем по формуле:

s_Flim =s_Flimb∙K_Fа∙K_Fd·K_Fo∙K_FL, где (2.9)

s_{Flimb б} - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий, МПа;_Fа - коэффициент, учитывающий влияние шлифования переходной поверхности зуба, принимаем K_Fа=1,1;_Fd - коэффициент, учитывающий влияние деформационного упрочнения или электрохимической обработки переходной поверхности, принимаем K_Fd=1;_Fo - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, принимаем K_Fo=1;_FL - коэффициент долговечности, принимаем K_FL=1.

Предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжеий:

для шестерни:

s_{Flim1 б}=1,8∙НВ_1,

s_{Flim1 б} =1,8∙300=540 МПа.

для зубчатого колеса:

s_{Flim2 б}=1,8∙НВ_2,

s_{Flim2 б} =1,8∙270=486 МПа.

Тогда предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений равен

для шестерни:

s_{Flim1 э}=s_{Flim 1}∙K_Fа∙K_Fd·K_Fo∙K_FL,

s_{Flim1 э} =540∙1,1∙1∙1∙1=594 МПа.

для зубчатого колеса:

s_{Flim2 э}=s_{Flim 2}∙K_Fа∙K_Fd·K_Fo∙K_FL,

s_{Flim2 э} =486∙1,1∙1∙1∙1=534,6 МПа.

Коэффициент безопасности определяют по формуле:

_F=S'_F∙S"_F, где (2.10)

'_F - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и ответственность зубчатой передачи, S'_F=1,75;"_F - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса, принимаем S"_F=1.

Таким образом коэффициент безопасности равен:

_F=1,75∙1=1,75.

Подставим численные значения в формулу 2.8, получем: для шестерни:

s_F1 =(594/1,75)∙1,05∙1,2 ∙1= 427,7 МПа;

для зубчатого колеса:

s_F2 =(534,6/1,75)∙1,05∙1,2 ∙1= 384,9 МПа.

Менее прочным элементом зубчатой передачи является зубчатое колесо, следовательно расчёт ведём по ему.

Удельную расчётную окружную силу определяем по формуле:

_Ft=((2∙T₂∙1000)/ (b₁∙d_w2))∙K _Fa∙K_Fb∙K_Fn , где (2.11)

_Fa - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, принимаем K_Fa=1;_Fb - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, принимаем K_Fb=1,1;_Fn - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении, принимаем K_Fn=1,1;₂ - крутящий момент на валу зубчатого колеса, Н·м;₁ - рабочая ширина венца шестерни и зубчатого колеса, мм;_w2 - диаметр делительной окружности зубчатого колеса, мм,

Подставим численные значения в формулу 2.11, получаем:

_Ft=((2·506,37 ∙1000/65·248) ·1·1,1∙1,1=76,02 Н∙мм.

Расчётное напряжение изгиба зубьев равно:

s_F = 3,72∙1∙0,89∙(76,02 /1,5)=167,8 МПа £ [s_F].

Условие s_F £[s_F] - выполняется.

2.5 Определение параметров зубчатых колёс

Таблица 2.1

Рис.2.1. Основные параметры цилиндрических зубчатых колес.

2.6 Определение усилий в зацеплении

Определение усилий в зацеплении зубчатых колёс необходимо для расчёта валов и подбора подшипников.

Рис.2.2. Силы в зацеплении цилиндрических косозубых зубчатых колес.

Окружное усилие в зацеплении F_ti, Н, определяют по формуле:

F_ti=2∙T_i/d_wi, где (2.14)

_i - крутящий момент на валу шестерни и зубчатого колеса, соответственно, Н·мм; d_wi - диаметр делительной окружности шестерни и зубчатого колеса, соответственно, мм.

Подставляя численные значения в формулу 2.14, получаем

для шестерни:

_t1=2∙T₁/d_w1;_t1=2∙130,57/62=4,211 кН.

для зубчатого колеса:

_t2=2∙T₂/d_w2;

F_t2=2∙506,37/248=4,083 кН.

Радиальное усилие в зацеплении F_ri, Н, определяют по формуле:

_ri=F_ti∙tg(a_w)/cosb, где (2.15)

a_w - угол зацепления, стандартный a_w=20°;

b - угол наклона линии зуба.

Подставим численные значения в формулу 2.15, получаем:

для шестерни:

_r1=F_t1∙tga_w/cosb;_r1=4,211 ∙tg20°/cos15°=1,5791 кН.

для зубчатого колеса:

F_r2=F_t2∙tga_w/cosb; _r2=4,083 ∙tg20°/cos15°=1,5311 кН.

Осевое усилие в зацеплении F_аi, Н, определяют по формуле:

_аi=F_ti∙tgb (2.16)

Подставим численные значения, получаем:

для шестерни:

для зубчатого колеса:

_а2=F_t2∙tgb; _а2=4,083 ∙tg15°=1,0615 кН.

3. РАСЧЁТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Основными критериями работоспособности расчета ременных передач являются: тяговая способность, определяемая величиной передаваемой окружной силы, и долговечность ремня, которая в условиях нормальной эксплуатации ограничивается разрушением ремня от усталости.

Основным расчетом ременных передач является расчет по тяговой способности.

Промышленностью серийно выпускаются плоские приводные ремни: тканые с полиамидным покрытием и прорезиненные с кордошнуровым несущим слоем. Благодаря прочности, эластичности, низкой чувствительности к влаге и колебаниям температуры, малой стоимости прорезиненные ремни получили большое распространение. Поэтому ниже приводится проектировочный расчет применительно к прорезиненным ремням. Расчет выполняется в следующей последовательности:

Определяем диаметры шкивов (рис. 3.1).

Схема ременной передачи

Рис.3.1

. Диаметр малого шкива:

D₁=, мм, где (3.1)

Т₁ - крутящий момент, Н×м.

Подставим численные значения, получаем:

D₁= = 208,8 мм.

. Диаметр большого шкива:

D₂= D₁∙u∙ (1-x), где (3.2)

u- передаточное число;

x- коэффициент скольжения ремня, x = 0,01.

Найдем:

D₂= 208,8 ∙3 ∙ (1 - 0,01) = 620,1 мм.

Расчетные диаметры шкивов округлены до стандартных значений по ГОСТ 17282-73: D₁=280 мм и D₂=900 мм.

. Уточняем передаточное число:

u= D₂/ D₁∙(1-x), (3.3)

u=900/280∙0,99=3,2.

Согласно требованиям расчета значение u не должно отличаться от исходного более чем на 10%, что выполняется.

4.    Определяем скорость ремня:

V=w₁∙ D₁/2000£30, где (3.4)

D₁ - диаметр ведущего шкива, мм;

w₁ - угловая скорость вращения ведущего шкива, с^-1.

5.    Выбираем тип ремня в зависимости от скорости V:

V=75,36∙280/2000 =10,5 м/с. (3.5)

Тип А - нарезные, Z=3-5, b=40мм.

6.    Определяем минимальное межосевое расстояние по формуле:

a_min>=2∙(D₁+ D₂), (3.6)

a_min>=2∙(280+900),

a_пр=2360мм_.

7.    Определяем угол обхвата ремнем меньшего (ведущего) шкива:

a₁=180є-57°( D₂ - D₁/ a_пр); (3.7)

Найдем:

a₁=180є-57°(900-280/2360)=165є.

Угол обхвата ремнем малого шкива удовлетворяет необходимым условиям 165є >150є.

8.    Определяем требуемую длину ремня

L=2∙ a_пр + 2∙(D₁+ D₂)/2+( D₂- D₁)І/(4∙ a_пр), (3.8)

L=2∙ 2360 + 2∙(280+900)/2+( 280+900)І/(4∙ 2360)=4720+1180+147,5=6047,5

L=6047,5мм=6 м.

9.    Проверяем ремень на долговечность по числу пробегов за 1с:

U’=V/L£[U], где (3.9)

[U] - допускаемое число пробегов ремня. Для плоских ремней [U]=5с¹.

Отсюда: 10,5 /6=1,75£ 5,

U’=1,75.

Соотношение  условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы 1000-5000 ч.

10.  Определяют расчетную толщину ремня d:

d = 0, 025×D₁, (3.10)

d = 7 мм.

. В зависимости от полученной скорости ремня V по табличным данным технических характеристик плоских кордошнуровых ремней, выбираем вид ремня, толщину прокладки d₁ и определяем требуемое количество прокладок по формуле:

z=d/d_1. (3.11)

Исходя из стандартной толщины σ₁ прокладок, из которых состоит ремень, определяют число прокладок z:

z=7/1,25=5,6.

Полученное значение округляют до меньшего целого числа z_пр:

z_пр = 5

12. По округленному z определяют фактическую толщину ремня:

d=d× z_{пр ,} (3.12)

d=5∙1,25=6,25 мм.

. Определяем допускаемое полезное напряжение:

[σ]= σ₀₁∙K_a∙ K_V ∙ K₀ ∙ K_p, где (3.13)

σ₀₁ - полезное номинальное напряжение при стандартных условиях. Значение σ₀₁ для прорезиненных ремней при напряжении от предварительного натяжения σ₀₁ =1,8 МПа в зависимости от отношения D₁/d следующее:

x=D₁/ d=280/6,25 =35,2;

определим по формуле:

σ₀₁= 8× 10^-7x³ - 2×10^-4x²+0,0187x+1,7708= 2,21;

K_О - коэффициент, учитывающий расположение передачи, для горизонтальных и наклонных передач K_О = 1;

K_α - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на малом шкиве:

K_α=0.003α+0,46=0.003×165+0,46=0,95;

K_V - коэффициент, учитывающий влияние натяжения от центробежной силы, уменьшающей сцепление ремня со шкивом:

K_V =1,006 - 0,0001∙V²+0,006∙ V=1,006 - 0,0001×10,5²+0,006 ×10,5=1,05;

K_р - коэффициент, учитывающий влияние режима работы, по таблице 7.3 K_р =0,9.

Подставим численные значения, получаем:

[σ]= 2,21∙0,95∙ 1,05∙ 1 ∙ 0,9=1,98.

. Определяем окружное усилие по формуле:

, где (3.14)

-окружное усилие, H;

-крутящий момент на валу меньшего шкива, Н×мм;

-диаметр малого шкива, мм;

Подставим численные значения, получаем:

.Определяем требуемую ширину ремня по формуле:

            (3.15)

»28 мм

Окончательную ширину ремня определяем по стандарту b=80 мм.

.Определяем время работы ремня t, ч, по формуле:

, где (3.16)

s_у - напряжение упругости (для плоских прорезиненных ремней s_у = 7 МПа);

K_U - коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа, определяется по формуле:

K_U=0,3333U+0,6667=0,3333×3,2+0,6667=1,7;

s_max - максимальное напряжение, возникающее в сечении ремня при набегании его на шкив меньшего диаметра, МПа, определяется по формуле: s_max = s₁ + s_u + s_V, где

,

, где

Е - модуль упругости, для прорезиненных ремней Е»200 Мпа;

тогда:

s_max =2,78+4,46 +121275=121282,24 МПа.

s_V- напряжение от центробежных сил, МПа, определяется по формуле:

s_V=rV², где

r - плотность материала ремня кг/м³, r принимают от 1100 до 1200.

тогда:

s_V =1100×10,5²=121275= 121,28 МПа.

Подставим численные значения, получаем:

t=ч.

Если долговечность ремня будет меньше 1000 ч, необходимо уменьшить толщину ремня и повторить вычисления.

. Определяем силу предварительного натяжения ремня по формуле:

 , где (3.17)

s_o =1,8МПа;

Тогда: = 900 Н.

Определяем силу, действующую на вал F_в, H, по формуле:

 (3.18)

. Максимальное натяжение ( с учетом последующего ослабления) принимают в 1,5 раза больше:

F_max=1,5F_в, (3.18)

Подставим численные значения, получаем:

F_max=1,5×1314,3 = 1971,45 H.

Определяем размер шкивов.

Рис.3.2 Конструкция шкивов.

Определяем количество спиц:

, где (3.19)

D - диаметр шкива, мм.

Если n£3, то шкив выполняется с диском, если n>3, то шкив делают со спицами, причем их число рекомендуется брать четным.

Для шкива №1: ==2,8,

Для шкива №2: ==5.

Для шкива №1 выбираем выполнение шкива с диском, а для шкива №2 выбираем выполнение шкива со спицами.

Вычисляем длину большей оси эллипса h спицы:

, где (3.20)

F_t - окружная сила, H;

-допускаемое напряжение изгиба, Мпа, для чугуна =30 МПа.

Подставим численные значения, получаем:

,

Полученное значение округляем до целого h_пр »1.

Вычисляем длину малой оси эллипса:

а=0,4h_пр=0,4×1=0,4. (3.21)

Вычисляем наружный диаметр ступицы d_ст:

d_ст=(1,6-2)d_в, (3.22)

d_в= 40 мм диаметр вала.

d_с= 1,8×32=57,6 мм

Вычисляем длину ступицы:

т.к. ширина ремня у нас b=80 мм, то по таблице 8.9 [1] выбираем B -ширину обода равной B=90 мм.

l_ст = , (3.23)

l_ст = .

³49.28 - условие выполняется.

Вычисляем толщину обода у края шкивов (чугунных) d, мм:

d=0.005×d+3; (3.24)

d₁=0,005×280+3=4,4 мм;

d₂=0,005×900+3=7,5 мм.

Стрела выпуклости h, мм, шкивов для малого - 0.8; для большого - 1.

4. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Основным критерием работоспособности цепной передачи является износостойкость шарниров цепи.

Производим расчёт передачи с роликовой цепью.

Рис.4.1 Геометрические и силовые параметры цепной передачи.

·   Принимаем число зубьев малой звёздочки в зависимости от передаточного числа цепной передачи: U=3, по табл.6.2[1]:

Z₁=31-2×U=31-2×3=25.

) Определяем число зубьев ведомой звёздочки:

 (4.1)

где:

Z₁-число зубьев малой звёздочки, 25;

U - передаточное число цепной передачи, 3.

=75

3) 
Находим коэффициент, учитывающий условия эксплуатации:

 (4.2)

где

К_Э-коэффициент, учитывающий условия эксплуатации;

К_Д-коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки, 1;

К_а-коэффициент, учитывающий межосевое расстояние , 1;

К_Н-коэффициент, учитывающий угол наклона a центров звездочке к горизонту 1;

К_РЕГ -коэффициент, учитывающий способ регулировки передачи, 1;

К_СМ-коэффициент, учитывающий характер смазки, 1;

К_РЕЖ-коэффициент, учитывающий режим работы передачи, 1.25.

.

4)  Среднее значение допускаемого давления в шарнирах [q₀] принимаем ориентировочно [q₀]= 25.

5)      Число рядов в цепи m_p=1.

)        Определяем ориентировочное значение шага цепи:

 ; (4.3)

Округляем значение шага до стандартного в большую сторону t=31.75 мм. Цепь приводная роликовая однорядная типа ПР - 31,75-89.

4.1 Проверочный расчет цепной передачи с роликовой цепью

а) Расчет по допускаемой частоте вращения [n₁] выполняется с целью уменьшения динамических нагрузок на цепь звездочки по условию:

n₁£[n₁], (4.4)

n₁=60 мин^-1;

[n₁]=630 мин^-1.

£630.

б) Рассчитаем удельное давление q₀ в шарнирах, для обеспечения износостойкости цепи:

, (4.5)

 МПа.

.5 МПа £ 30 МПа.

где F_t - окружная сила, Н, определяемая по формуле:

F_t=2T₁/d_d1; (4.6)

F_t= 2×506.37/0.254=3987.16»3987.2 Н.

d_d1 - диаметр делительной окружности меньшей (ведущей звездочки):

, (4.7)

d_d1=м.

А - проекция опорной поверхности шарнира, мм², определяемая по формуле:

А» d₂×b­_1, где (4.8)

d₂, b₁ - размеры элементов цепей, мм, d₂= 9,53 мм; b₁= 19,05 мм.

Найдем:

А =9,53×19,05=181,5 мм²,

в) Рассчитываем число ударов цепи  u при набегании на зубья звездочек и сбегании с них с целью исключения повышенных динамических нагрузок:

, где (4.9)

W- число звеньев цепи, определяемое по формуле

W=K_z1+2a/t + ×t/a, где (4.10)

K_z1 и K_z2 - вспомогательные коэффициенты, рассчитываемые по формулам:

 и ;

;

.

а - заданное или предварительно принятое оптимальное межосевое расстояние, мм:

a=(30-50)×t, (4.11)

a=40×31,75= 1270 мм.

Тогда:

=50+2× 1270/31,75 +8²×31,75/1270 = 131,6»132

округляем до целого четного 132.

Тогда:

,

u=0.757 [u]=7.1

.757£7.1

Условие выполняется.

г) Уточняем межосевое расстояние:

a_у=;

a_у=1276.3 мм;

a_у»1.3 м.

д) Цепи тяжелонагруженных передач, подвергающиеся большим нагрузкам при пуске, работающие при больших скоростях (V³10 м/с), в которых возможны большие внутренние нагрузки, а также цепи тихоходных передач (V£25 м/с) проверяют по запасу прочности S:

, где (4.12)

Q - разрушающая нагрузка , Q =127кН;

К_д - коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки;

   - натяжение от силы тяжести цепи, H, определяемое по формуле:

= 9,81× m× а_у× , где (4.13)

m - масса 1 метра цепи, кг/м, m = 3,8;

- коэффициент, учитывающий провисание цепи:

= 9,81× 3,8×1,3 ×6=290,7 Н

 , где (4.14)

a-      угол наклона центров звездочек к горизонту, град.

F_V - натяжение цепи от центробежной силы, H:

F_V = mV², где (4.15)

V - средняя скорость цепи, м/с:

, (4.16)

 м/с

F_V = 3,8×0,8²=2,4 H.

20.8

[S] - допускаемое значение коэффициента безопасности при n₁=60 мин^-1, [S] = 7,1.

.8 ³ [7.1]

Условие выполняется.

е) Для нормальной работы передачи необходимо провисание холостой ветви цепи примерно 0,01a, оно достигается путем уменьшения расчетного межосевого расстояния на 0,075-1%. Поэтому рекомендуемое монтажное расстояние а_м принимают равным:

а_м=(0,996 - 0,998)×а_у ,

а_м=0,997×1,3 =1,3 м

е) Определяем нагрузку на валы звездочек:

F_В = К_в ×F_t , где (4.17)

К_в - коэффициент нагрузки, учитывающий характер нагрузки, действующей на вал и расположение передачи К_в =1,15.

F_В = 1,15 × 3987,2= 4585,3 Н.

4.2 Определение основных параметров звездочек втулочных и роликовых цепей

Таблица 4.1