Расчёт цилиндрической зубчатой передачи на прочность

Привод пластинчатого конвейера

Пояснительная записка курсового проекта

по дисциплине «детали машин»

КП.47.05-04.000.ПЗ.

Проект выполнил:

студент гр. МАПП-32 ФПП Кениг К. В.

Дата____________

Подпись_________

Барнаул 2006

Содержание

Введение

В соответствии с заданием выполнить технический проект привода пластинчатого конвейера. Привод состоит из электродвигателя, соединённого с редуктором с помощью ремённой передачи, цилиндрического двухступенчатого редуктора и упругой муфтой, передачу вращающего момента от редуктора к исполнительному механизму.

Срок службы привода составляет 5 лет при односменном режиме эксплуатации (К_С=0,6). Режим работы привода уточнён графиком загрузки и не предусматривает кратковременные перегрузки. Коэффициент годового использования К_Г=0,5.

Проектируемый редуктор – двухступенчатый редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью, и предусматривает расположение входного и выходного валов с разных сторон редуктора.

В качестве основания привода в проекте используется сварная рама, закрепляемая на месте эксплуатации с помощью фундаментных болтов.

Мощность электродвигателя и частота его вращения обеспечивают заданные параметры эксплуатации цепного конвейера в установленном режиме F=5,0 кН, V=1,45 м/с.

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Требуемая мощность

1.1.2 Коэффициент полезного двигателя

1.1.3 Мощность электродвигателя

1.1.4 Частота вращения выходного вала

1.1.5 Предварительное значение передаточного отношения

1.1.6 Частота вращения электродвигателя (предварительное значения)

1.1.7 Подбор электродвигателя

Таблица 1.1. Таблица для выбора электродвигателя.

Определение перегрузки

Выбираем двигатель 4А132M2Y3

Для дальнейших расчетов и проектирования привода принимают вариант расчета выполненный на ЭВМ.

1.2 Передаточные числа

1.2.1 Определение общего уточнённого передаточного числа

U_общ=n_ном/n_вых

1.2.2 Предварительная разбивка общего передаточного числа

U_общ=U`<sub>рем</sub>∙U`_ред => U`<sub>ред</sub>=U`_общ /U`_рем =78,5/3=26,2

1.2.3 Предварительная разбивка передаточного числа редуктора по ступеням

U`<sub>ред</sub>=U`_быстр∙U`_тихох;

U`_тих=0.88 =0,88 =4,5

U`<sub>быс</sub>=U`_ред/U`_тих=26,2/4,5=5,8

U_тих =4,5 U_быст=5,6

U_тих∙U_быст=4,5∙5,6=25,20

1.3 Вращающие моменты на валах

1.3.1 Частоты вращения валов

1.3.2 Определение мощности на валах

1.3.3 Вращающие моменты на валах

Таблица 1.2. Таблица результатов кинематического и силового расчетов

Расчёт цилиндрической зубчатой передачи на прочность

Таблица 2.1. – Исходные данные.

2.1. Выбор материала и твёрдость колёс

Расчёт выполняем для прямозубой цилиндрической передачи редуктора, тихоходный вал которого нагружен вращающим моментом Т_Т=1913,21 Н·м, что соответствует Т_Т>1000 Н·м.

Таблица 2.2. – Материалы колёс передачи.

2.2. Ориентировочное значение межосевого расстояния. Степень точности передачи.

1. Ориентировочное значение межосевого расстояния

2. Окружная скорость передачи

2.3. Допускаемые напряжения

2.3.1. Допускаемые контактные напряжения

1) Пределы контактной выносливости колёс передачи

σ_Hlim1=17·H_HRC+100=17·51+100=916 Мпа

σ_Hlim2=17·H_HRC+100=17·51+100=916 Мпа

2) Коэффициенты запаса прочности

S_H1= S_H2=1,1

3) Для расчётов коэффициентов долговечности определяем

а) базовое число циклов напряжений

N_HG1= N_HG2=73,8·10⁶ циклов

б) действительное число циклов нагружения за заданный ресурс

циклов

циклов

в) коэффициент режима и номер режима нагружения

III режим, μ_H=0,180

Коэффициенты долговечности

4) Коэффициенты шероховатости Z_R1= Z_R2=0,9; R_a=10…2,5 мкм

5) Коэффициенты окружной скорости Z_V1= Z_V2=1,0

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

Мпа

Мпа

Мпа

2.3.2. Допускаемые напряжения изгиба.

1) Пределы выносливости зубьев колёс при изгибе

Мпа

Мпа

2) Коэффициенты запаса прочности

S_F1=S_F2=1,7

3) Для расчёта коэффициентов долговечности определяем

а) показатели степени кривой усталости q₁=q₂=9

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колёс

Коэффициенты долговечности Y_N1=Y_N2=1

4) Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями

Y_R1=Y_R2=1

5) Коэффициент влияния реверсивности нагружения Y_A=1

Допускаемые напряжения изгиба

Мпа

Мпа

2.4. Межосевое расстояние передачи

2.4.1. Коэффициент ширины зубчатого венца =0,315

2.4.2. Коэффициент внешней динамической нагрузки К_А=1

2.4.3. Коэффициент внутренней динамики нагружения K_HV=1,03

2.4.4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца в начальный период работы K⁰_Hβ=1,04

Коэффициент, учитывающий приработку зубьев K_HW=0,63

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки после приработки

2.4.5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в начальный период работы

Коэффициент распределения нагрузки между зубьями после приработки

Коэффициент нагрузки при расчёте контактной прочности

Межосевое расстояние

мм

принимаем = 200 мм.

При данном межосевом расстоянии получаем окружную скорость передачи

2.5. Модуль передачи

2.5.1. Ширина зубчатого венца колеса

мм

2.5.2. Коэффициент внешней динамической нагрузки К_А=1

2.5.3. Коэффициент внутренней динамики нагружения K_FV=1,03

2.5.4. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца

2.5.5. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями K_Fα=K⁰_Hα=1,24

Коэффициент нагрузки при расчёте изгибной прочности

Минимальное значение модуля

мм

m=(0,01…0,02)a_W=(0,01…0,02)200=2…4 мм

принимаем m=4

2.6. Основные размеры передачи

2.6.1. Число зубьев, угол наклона

а) минимальный угол наклона зубьев

б) суммарное число зубьев

в) фактический угол наклона зубьев

г) число зубьев шестерни и колеса

,

2.6.2. Фактическое передаточное число

2.6.3. Основные геометрические параметры

1) Межосевое расстояние

мм

2) Делительный диаметр шестерни и колеса

мм

мм

3) Диаметр вершин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

4) Диаметр впадин зубьев шестерни и колеса

мм

мм

5) Ширина зубчатого венца колеса и шестерни

мм

мм

2.7. Проверочный расчёт передачи

2.7.1. Расчёт на контактную прочность

Контактные напряжения

Мпа

Недогрузка:

2.7.2. Расчёт на прочность при изгибе

1) Силы в зацеплении

Н – окружная сила

Н – радиальная сила

Н – осевая сила

2) Коэффициент формы зуба

3) Коэффициент, учитывающий угол наклона зуба

4) Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев:

5) Напряжения изгиба для зубьев колеса и шестерни

Мпа

Мпа

Недогрузка:

Мпа Мпа; Мпа Мпа.

2.8. Выбор режима перегружения

3. Расчёт передачи на ПЭВМ.

Тихоходная

Исходные данные:

Момент на колесе Т₂=1913 Н·м

Ресурс L_h=13140 ч

Частота вращения шестерни n₁=166 об/мин

Заданное передаточное число u=4,50

Степень точности колес S=9

Режим работы передачи 1

Результаты расчета

Межосевое расстояние α_ω=200

Модуль зацепления m=4,00

Угол наклона зуба β=0º

Окружная скорость V=0,6 м/с

Действ. и допуск. контактн. напряж. 891 и 974 МПа

Действ. и допуск. изгибные напряж. 256 и 314 МПа

Недогрузка по контактным напряжениям 9 %

Недогрузка по изгибным напряжениям 19 %

Коэффициент смещения: шестерни x₁=0

колеса x₂=0

Угол зацепления α=20,00º

Коэффициент торцевого перекрытия Ea=1,68

Коэффициент осевого перекрытия Eb=0,0

Число зубьев шестерни z₁=18

Число зубьев колеса z₂=82

Фактическое передаточное число u_Ф=4,50

Размеры колес в мм

шестерня колесо

Делительные диаметры 72,0 328,0

Диаметры вершин 80,0 336,0

Диаметры впадин 62,0 318,0

Ширина колес 68,0 63,0

Ориентировочный диаметр вала шестерни 53 мм

Силы зацепления

Окружная сила F_t=11666 H

Радиальная сила F_r=4246 H

Осевая сила F_a=0 H

Материалы зубчатых колес

шестерня колесо

Материал Сталь 40Х Сталь 40Х

Термообработка улучшение, закалка ТВЧ

Твердость 50НRC 45НRC

Быстроходная

Исходные данные:

Момент на колесе Т₂=219 Н·м

Ресурс L_h=13140 ч

Частота вращения шестерни n₁=930 об/мин

Заданное передаточное число u=5,60

Степень точности колес S=9

Режим работы передачи 1

Результаты расчета

Межосевое расстояние α_ω=125

Модуль зацепления m=2,00

Угол наклона зуба β=12,5781º

Окружная скорость V=1,9 м/с

Действ. и допуск. контактн. напряж. 601 и 654 МПа

Действ. и допуск. изгибные напряж. 143 и 309 МПа

Недогрузка по контактным напряжениям 8 %

Недогрузка по изгибным напряжениям 54 %

Коэффициент смещения: шестерни x₁=0

колеса x₂=0

Угол зацепления α=20,00º

Коэффициент торцевого перекрытия Ea=1,81

Коэффициент осевого перекрытия Eb=1,08

Число зубьев шестерни z₁=18

Число зубьев колеса z₂=104

Фактическое передаточное число u_Ф=5,60

Размеры колес в мм

шестерня колесо

Делительные диаметры 36,9 213,1

Диаметры вершин 40,9 217,1

Диаметры впадин 31,9 208,1

Ширина колес 36,3 31,3

Ориентировочный диаметр вала шестерни 24 мм

Силы зацепления

Окружная сила F_t=2056 H

Радиальная сила F_r=767 H

Осевая сила F_a=459 H

Материалы зубчатых колес

шестерня колесо

Материал Сталь 40Х Сталь 45 (40Х)

Термообработка улучшение, закалка ТВЧ

Твердость 48НRC 300НRC
4. Эскизная компоновка редуктора

Конструирование валов

Быстроходный вал

Рисунок 4.1 Быстроходный вал

, принимаем мм

, принимаем мм

, принимаем мм

, принимаем мм

мм, мм, мм

Рисунок 4.2 Промежуточный вал

, принимаем мм

, принимаем мм

, принимаем мм, со стороны подшипника мм,

мм, принимаем мм

мм, мм

Рисунок 4.3 Тихоходный вал

, принимаем мм

, принимаем мм

, принимаем мм

, принимаем мм

, принимаем мм

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: