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
[] =