Привод цепного конвейера

Размещено на /

Курсовая работа

по дисциплине « Детали машин и основы конструирования»

Екатеринбург

2009

Исходные данные

Введение

Проектирование механизмов и машин, отвечающих потребностям в различных областях промышленности должно предусматривать их наибольший экономический эффект, высокие технико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Темой данного курсового проекта является «Привод цепного конвейера».

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегата и служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валу исполнительного механизма.

Проектируемый редуктор предназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя к выходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Ведущий вал редуктора соединен с валом двигателя ременной передачей.

1. Выбор электродвигателя и расчет кинематических параметров привода

Требуемая мощность электродвигателя

Pтр=,

где P - мощность на валу исполнительного механизма, P= 80 кВт;

η0 – общий КПД привода,

=η∙ŋ∙ŋ

=0,95∙0,982∙0,992= 0,912

Обозначение	Вид передачи	К.П.Д.
nзп	цилиндрическая зубчатая	0,95
ŋрп	ременная	0,98
ŋпод	одной пары подшипников	0,99

Pтр=кВт

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 ближайшей большей стандартной мощностью Pэ = 11кВт, синхронной частотой вращения nс=750об/мин и скольжением S = 2,8%.

Частота вращения вала электродвигателя

n1= nс (1-)=750(1-0,028)=729об/мин

Общее передаточное число привода

uo===18,2

где n – частота вращения вала исполнительного механизма,

n= 40 об/мин

Передаточное отношение зубчатой передачи U принимаем равным 4 по ГОСТ 2185-66

Передаточное число ременной передачи

Принимаем равным 4,5 по ГОСТ 2185-66

Частоты вращения валов

[7. ч .1 стр.5];

Определяем мощности, передаваемые валами:

[7. ч .1 стр.5];

Крутящие моменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валу определяется по формуле Ti=9550.

где Pi и ni соответственно мощность, кВт, и частота, мин-1, на i–м валу.

[7. ч .1 стр.5];

2. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материалов зубчатых колес

Dm=

Sm=1,2(U+1) = 1,2(4+1)

Диаметр заготовки для колеса равен

dk=UDm=4∙128=512мм

Материалы выбираем по табл.1 [1]

Шестерня

Материал заготовки - Сталь 40х

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235-262HB

Колесо

Материал заготовки - Сталь 45

Термическая обработка- Нормализация

Твердость поверхности зуба – 179-207 HB

Определяем средние значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ1=0,5(НВ1min+HB1max)=0.5(235+262)=248,5

НВ2=0,5(НВ2min+HB2max)=0.5(179+207)=193

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

sHlim j - предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

SHj - коэффициент безопасности (табл.2 [1]),

SH1= 1.1 SH2=1.1

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

КHLj = 1, [7. ч .1 стр.7];

где NHEj – эквивалентное число циклов напряжений.

NH0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [3]),

NH0116,8∙106

NH02 =9,17∙106

Находим эквивалентные числа циклов перемен напряжений по формуле:

NHE j= Mh•NΣ j, [11 стр.8];

где h – коэффициент эквивалентности, определяемый в зависимости от типового режима нагружения, h=0,18

NΣj – суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

NΣj = 60•h•c•th

Th=365•L•24•Kr•Kc•ПВ

ПВ=0,30

С=1

где n - частота вращения колеса в об/мин,

Kг – коэффициент использования передачи в течение года;

Kс– коэффициент использования передачи в течение суток;

Lr– срок службы передачи в годах;

ПВ – относительная продолжительность включения.

Определяем эквивалентные числа циклов перемен напряжений:

шестерня

колесо

Определяем коэффициенты долговечности:

KKL1=

KKL2=

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

sH1P=

sH2P=

Допускаемы контактные напряжения для прямозубой передачи

sHР=sHР1=480,8 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

FPj=, [11 стр.10]

где sF lim j - предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4 [1]),

sF lim 1 =1,75•248,5 =434,8МПа sF lim 2 =1,75•193=337,75МПа

SFj - коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]), SF1=1,7, SF2=1,7;

KFCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) KFC1=0,65,KFC2=0,65

KFLj - коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j=1.

здесь qj - показатели степени кривой усталости: q1 = 6, q2 = 6 (табл.3 [1]);

NF0 – базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4•106.

NFEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE j= Fj∙NΣj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

F1 = 0.06 , F2 =0.06 ,

NFE1 =0,06∙82∙106 =4,92∙106

NFE2 =0,06∙20∙106=1,2∙106

Поскольку NFE1> NFO принимаем KFL=1

KFL2j==1,22

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1=

FP2=

3. Проверочный расчет передачи

электродвигатель привод вал редуктор

Определение геометрических параметров быстроходной ступени редуктора

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u+1),

где - коэффициент вида передачи, =450

KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1,2

Коэффициент ширины зубчатого венца

=0,5 (ряд на с.8 [1]).

=450(4+1),

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл.6 [1]). 280 мм

Модуль выберем из диапазона

m==(0,01…0,02)280=2,8…5,6 мм

Выбираем стандартный модуль (табл.5 [1]): m=4

Суммарное число зубьев

Z===140

Число зубьев шестерни

Z1===28

Число зубьев колеса

Z2= Z-Z1=140-28=112

Фактическое передаточное число

uф = ==4

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u5

u=100=100=0%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x1=0 x2= 0

Ширинa венца колеса

bw2=∙=0,5∙280=140 мм

Принимаем bw2 = 140 мм по ряду на с.11 [1].

bw1=145мм

Основные геометрические размеры зубчатых колес

Определяем диаметры делительных окружностей колеса и шестерни

dj=mnZj.

Убедимся, что полу сумма делительных диаметров шестерни и колеса равна межосевому расстоянию:

Окружности вершин зубьев:

daj = dj+2(1+х)

da1 = 112+2∙4 =120 мм

da2 = 448+2∙4 =456 мм.

Окружности впадин зубьев:

dfj = dj-2,5(1,25-х)

df1 = 112-2∙4∙1,25=102 мм

df2 = 448-2∙4∙1,25=438 мм

Фактическая окружная скорость, м/с:

м/с [7. ч .1 стр.23];

Для полученной скорости назначаем степень точности передачи nст=9 (табл 8.1 [3])

Проверка на выносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба быстроходной ступени редуктора

Условие контактной прочности передачи имеет вид sHP.

Контактные напряжения определяются по формуле:

=,

где Zσ= 9600 для прямозубых передач,

КН - коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки определяется по формуле:

КН = KHα KHβ КНV,

где KHα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

KHβ –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

КНV – динамический коэффициент.

KHα=1+А(hст-5)Кw

А=0,06

Кw=0,002HB2+0.036(V-9)=0,002∙193+0,036(0,94-9)=0,09

KHα=1+0,06(9-5) ∙0,09=1,023

KHβ=1+(К0Нβ-1) Кw

Для определения К0Нβ вычислим коэффициенты ширины венца по диаметру

Ψbd=0,5 Ψbа(U+1)=0,5∙0,5(4+1)=1

По значению Ψbd определим К0Нβ методом линейной интерполяции

К0Нβ=1,07

КНβ=1+(1,07-1)0,09=1,006

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

КНV =1,06

КН =1,24∙1,006∙1,06=1,09

Таким образом,

Определяем недогрузку

Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид sFj sFPj.

напряжение изгиба в зубьях шестерни определяется по формуле:

,

где YFj - коэффициенты формы зуба,

КF - коэффициент нагрузки при изгибе,

Коэффициент нагрузки при изгибе определяем по формуле:

KF = KFα KFβ KFV.

где KFα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями,

KFβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

KFV – динамический коэффициент.

Данные коэффициенты определяем по таблицам:

KFα =1

KFβ =0,18+0,82 К0Нβ=0,18+0,82∙1,07=1,057

KFV=1+1,5(KHV-1)=1+1,5(1,06-1)=1,09

KF =1∙1,057∙1б09=1,15

YF1=

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

.

YF2=

Силы в зацеплении

Окружная сила Ft = =

параметр	обозначение	шестерня	колесо
Число зубьев	z	28	112
Делительный диаметр	d, мм	112	448
Диаметр вершин зубьев	da=(z+2)m, мм	120	456
Диаметр впадин зубьев	df=(z-2,5)m, мм	102	438
Крутящий момент	Т, Н∙м	616	2391
Модуль	M, мм	4	4

Радиальная сила Fr= = Ft ∙ tg200=8800∙0,32=2816H

Параметры общие для шестерни и шестерни

Передаточное число	Обозначение	Значение
По ГОСТу	U	4
Передаточное число фактическое	Uф	4
Отклонение %	ΔU	0
Высота головки зуба	ha	4
Высота ножки зуба	hf	5
Высота зуба	h	9
Межосевое расстояние	aw	280

4. Расчет вала

Предварительный расчет тихоходного вала

Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении, мм

d==

где Т – крутящий момент в опасном сечении вала, T= 616 НЧм

[τк] – пониженные допускаемые напряжения на кручения

[τк] = 20 мПа в районе подшипника

[τк] = 15 мПа в районе посадки шестерни на вал

d1==53,6мм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.5 [2]: d1=50мм

d2==58,9мм

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с.5 [2]: d=60мм

5. Выбор подшипников

Шарикоподшипники радиальные однорядные для быстроходного вала

Исходные данные

Подшипник № 310

Размеры подшипника: d =50 мм, D =110 мм, B =27, мм r=3,0

Динамическая грузоподъёмность C = 61,8 кН

Статическая грузоподъёмность C0 =38 кН

Определение опорных реакций

В вертикальной плоскости

∑M(A)=0

∑Y=0

RAY+Fr-RBY=0

RAY= Fr-RBY=2816-1408=1408Н

В горизонтальной плоскости

∑M(A)=0

∑Z=0

RAZ-Ft-RBZ=0

RAZ= Ft-RBZ=8800-4400=4400Н

Суммарные опорные реакции

Fr1=

Fr2=

Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t<1050 принимаем КТ=1

Коэффициент безопасности

Примем что зубчатая передача имеет 9 степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае Кб=2 (табл 1.6 [3])

Эквивалентная динамическая нагрузка

Р= Кб∙КТ∙(XVFr1+YFa)=2∙1(0,6∙1∙4,619+0)=5,5 кН

X=0,6 (табл 6.6 [3])

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

Lh==

m=3 шариковых подшипников

Эквивалентная долговечность подшипника

µn=коэффициент эквивалентности для среднего нормального режима нагружения (табл. 4.5 [3])

Поскольку LE>10 000 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы (рис. 1).

Рис. 1

6. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент на ведущей звездочке T1= 144,1 Н•м

Частота вращения ведущей звездочки n1= 729 мин-1

Мощность двигателя Р=11 кВт

Передаточное отношение ременной передачи u=4,5

Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл.1) [3]:

тип сечения - С

A= 230 мм2;

bp=19 мм;

qm= 0,3 кг/м

hh= 14 мм

Lmin=1800 мм

Lmax=10000 мм

dmin=200 мм

Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1) [3]:

d1=40=40=209,7мм

Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с.5 [3]: d1=224 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d2=ud1= 4,5224=987,6 мм

После округления получим: d2=1000 мм.

Предварительное значение межосевого расстояния

= 0,8 (d1+d2)= 0,8 (224+1000)=979,2 мм

Длина ремня

L = 2+0.5(d1+d2)+= 2∙979,2+0,5∙3,14 (224+1000)+=3785 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.6 [3]:

L=4000мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0,25(L-W+)=971,5мм

где W = 0.5(d1+d2)= 0.5∙3,14(1000+224)=1921,88

Y = 2 (d2-d1)2= 2 (1000-224)2 = 1204352

Угол обхвата на ведущем шкиве

= -57.= -57.=134,230

Скорость ремня

V = ==7,6м/с

Окружное усилие равно

Ft = ==1286,6

Частота пробегов ремня

===1,9 c-1

Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

Cu=1,14-=1,14-=1,13

Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= --0.001V2=--0.001∙7,62 = 2,72 МПа

Допускаемое полезное напряжение

[] =