Привод цепного конвейера

Министерство образования и науки РФ

Южно- Уральский Государственный Университет

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Привод цепного конвейера»

Нормоконтроль:

Руководитель: Е.П. Устиновский

Автор проекта: А.Ю.Степанюк

студент группы ТВ-318

Проект защищен с оценкой

Челябинск 2007

Введение

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которой приобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных, долговременных и экономических конструкций.

1. Кинематический и силовой расчёты привода.

Выбор электродвигателя

Кинематическая схема привода.

1. Мотор

2. МУВП

3. Редуктор С2

4. Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта

5. Приводной вал с 2-мя звездочками

1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.

Мощность на приводном валу Р₃, кВт,

,

где Ft – окружное усилие на приводном валу, Н;

V – окружная скорость наприводном валу, м/с.

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность на валу двигателя Р₁ определяется с учётом потерь в приводе:

где η – общий КПД привода,

η =η₁·η₂;

η₁– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97;

η₂– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₂=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

η = 0,97·0,97=0,9409.

При этом

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения приводного вала n₃, об/мин,

где Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя n₁, мин^-1:

n₁= n₃·ί,

где n₃ – частота вращения приводного вала, n₃ =105 мин^-1;

ί – передаточное отношение привода.

ί =ί₁·ί₂

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

ί₁=3…6

ί₂=3…6.

ί=(3…6)*(3…6)=9…36

Тогда n₁= 105*(9…36)=945…3780.

Так как в мотор- редукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах , для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем

n₁=1.500 мин ^-1.

1.5 Выбор электродвигателя

В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель 100L /1410 с Tmax/Tном.=2,2, n₁.=1410мин-1.

1.6 Определение передаточного отношения привода

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:

1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.

Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р₂, кВт,

где Р₁– мощность на валу электродвигателя, Р₁=3,72кВт;

η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97;

Определение вращающих моментов на валах :

где Р₁– мощность на валу двигателя, кВт;

n₁ – частота вращения вала, мин^-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т₂, Н·м,

где Р ₁–мощность на валу двигателя, кВт;

η₁– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97

n₂-частота вращения на быстроходном валу редуктора мин^-1,

Определение вращающего момента на приводном валу Т₃, Н·м,

где Р₂– мощность на быстроходном валу, кВт;

n₃ – частота вращения вала, мин^-1;

η₁– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η₁=0,97

Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

таблица1

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений дляцилиндрической зубчатой передачи .

Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

Согласно источнику [1, стр22 табл.7] цементации соответствуют материалы:

Шестерня- 20Х ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо – 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где σ_Hlimb1,σ_Hlimb2- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;

σ_Hlimb=23*55=1265 МПа

S_Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S_Hmin= 1,2

– коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр21] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 949 МПа.

1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Где b_W-рабочая ширина зубчатых венцов,

d_W1- начальный диаметр шестерни.

Согласноисточнику [1, стр33, табл. 14]:

ψ_bd=0,3…0,6

Принимаем ψ_bd2=0,6

1.10 Коэффициент K_Hβ.

Коэффициент K_Hβ. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

Согласно источнику [1, стр34, рис. 10] принимаем:

K_Hβ2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

ί – передаточное отношение привода

ί=13,43

Т₁-вращающий момент на тихоходном валу

Т₁= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

ψ_bd2-коэффициент ширины зубчатого венца

ψ_bd2=0,6

K_Hβ2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K_Hβ2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

1.12 График зависимости массы от

2.Допускаемое напряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

2.1 Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z_Nj– коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:

Где N_Hlimbj- базовое число циклов контактных напряжений шестерни и колеса. Определяется согласно источнику [1, стр25, рис. 6]:

N _{H lim b1}= N _{H lim b2}=90*10⁶

N_HEj- эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса

N _HE1=μ_н*N_∑1,

N _HE2=μ_н*N_∑2.

где μ_н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

μ_н= 0,125

N_∑1,N_∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

где n₂– частота вращения 3 вала , взята из табл.1:

n= 105, мин^-1

– время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения зуба за один оборот зубчатого колеса

с=1.

n₁– частота вращения 2 вала, вычисляется по формуле

n₁=n₂*i₂,

где i₂- передаточное отношение.

n₁= 105*2,950 =309,75 мин ^-1.

Тогда

N_∑1= 60*309,75*11.000=2*10⁸

N_∑2=60*105*11.000=6,9*10⁶

Эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях шестерни и колеса:

N_HE1=0,125*2*10⁸=0,25*10⁸

N_HE2=0,125*6,9*10⁸

Так как N_HEj≤ N_Hlimbj принимаем q_н= 6

0,25*10⁸≤90*10⁶

0,86*10⁶≤90*10⁶

==1,2

Согласно источнику [1, стр26,п.2]: для материалов неоднородной структуры при поверхностном упрочнении зубьев

0,75≤ Z_Nj≥1.8

Принимаем Z_N1=1.2

==2.1

Принимаем Z_N1=1,8

Найдем допускаемые контактные напряжения:

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.

Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

σ_HPmax=44* H_HRC

σ_HPmax=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

σ _Flimbj- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

σ_{F lim b 1}=680МПа

σ_{F lim b 2}= 680МПа

S_{Fmin 1,2}- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S_{Fmin 1,2}=1,7

Y_Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y_Nj

где N_Flim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:

N_Flim=4*10⁶

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н≤350НВ q_F=6

N_FEj- эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N_FEj=μ_F*N_∑jj=1,2

Согласно источнику [1, стр28, табл. 10]:

μ_F=0,038

Тогда

N_FE1=2*10⁸*0,038=0,76*10⁶

N_FE2=6,9*10⁶*0,038=0,26*10⁶

Вычислим коэффициент долговечности:

Y_N1=1,3

Y_N2=1,5

Y_A- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

Согласно источнику [1, стр29, табл. 11]принимаем:

Y_A=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

где σ _FSt– предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

σ _FSt= 2000МПа

S_FStmin- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S _{FSt min}= Y_Z*S_Y

Где Y_Z-коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

Y_Z=1

S_Y- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

S_Y=1,75

S_FStmin=1*1,75=1,75

Y_х -коэффициент, учитывающий размеры зубчатого колеса , выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Y_х=1,025

=1171 МПа

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d₁= d_w= ,

m_n- модуль зацепления

m_n=2,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos9.069 = 0.987

Z₁-число зубьев

Z₁=20

d₁= d_w= =45,6мм

-диаметр вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n

d_a1=45,6+2*2,250=50,1мм

-диаметр впадин зубьев

d_f1=d₁-2.5m_n

d_f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d₂= d_w= ,

Z₂=59

m_n=2,250

cosβ =cos9.069 = 0.987

d₂= d_w= =134,5

-диаметр вершин зубьев:

d_a2=d₂+2m_n

d_a2=134,5+2*2,250=139мм

-диаметр впадин зубьев

d_f2=d₂-2.5m_n

d_f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм

3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d₁= d_w= ,

m_n- модуль зацепления

m_n=1,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos15,143= 0.965

Z₁-число зубьев

Z₁=25

d₁= d_w= =32,4мм

-диаметр вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n

d_a1=32,4+2*1,25=34,9мм

-диаметр впадин зубьев

d_f1=d₁-2.5m_n

d_f1=32,4-2,5*1,250=29,275мм

б)колесо

-делительный диаметр :

d₂= d_w= ,

Z₂=114

m_n=1,250

cosβ = 0.965

d ₂= d _w= =147,7

-диаметр вершин зубьев:

d_a2=d₂+2m_n

d_a2=147,7+2*1,250=150,2мм

-диаметр впадин зубьев

d_f2=d₂-2.5m_n

d_f2=147,7-2,5*1,250=144,575мм

3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

3.2.1.Окружная скорость в зацеплении

где d₁–делительный диаметр шестерни

d₁=45,570мм

n_j-частота вращения вала шестерни, мин ^-1

n₁=309,75

3.2.2 Выбор степени точности передачи.

Согласно источнику [1, стр41, табл. 15] выбираем точность 8 ( средняя)

3.2.3Коэффициент перекрытия

ε_α- коэффициент торцевого перекрытия

ε_α= [1.88-3.2*(1/Z₁±1/Z₂)]cosβ,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

ε_α=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6

ε_β- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b₂= b_W=28

m_n=2,250

ε_γ- суммарный коэффициент перекрытия

ε_γ=ε_α+ε_β

ε_γ=1,6+0,626=2,2

3.2.4Коэффициент K_Hα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

Согласно источнику [1, стр42, рис. 12] принимаем

K_Hα=1,08

3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Где Т₁- вращающий момент на шестерне

W_HV– удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W_HV=σ_н*g₀*V*

Где σ_н- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику

[1, стр42,табл. 16]:

σ_н=0,004МПа

g₀-коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику [1, стр43,табл. 17]:

g₀=56

W_HV=0,004*56*0,739*

3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм

3.2.7 Коэффициент Z_ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия ε_β‹1

Z_ε=

Z_ε=

3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа

σ_н= Z_H* Z_EZ_ε*

где Z_H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр45,рис.13]:

Z_H=2,47

Z_E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес

Z_E=190

σ _HP- допускаемое контактное напряжение

σ_н= 2,47*190*0,83 *МПа

σ _HP=0,45*( σ _HP1+ σ _HP2)

σ _HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

σ_н≤ σ _HP : 973,8≤1281,15

3.3Проверочный расчет цилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.

3.3.1 Коэффициент K_Fβ,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

при изгибе .Выбираем согласно источнику [1, стр45,рис.14]:

K_Fβ=1,19

3.3.2 Коэффициент K_Fα, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.

K_Fα=K_Нα=1,08

3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.

W_FV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м

W _FV=σ_F*g ₀*V*

σ_F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:

σ_F=0,006

W_FV=0,006*56*0,739*

3.3.4Удельная расчетная окружная сила

3.3.5 Коэффициент Y_FS, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжения.

Согласно источнику[1, стр46,рис.15]:Y_FS1=4,09

Y_FS2=3,67

3.3.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев.

Для косозубых передач :

Так как ε_β=0,6 ‹1: Y_ε= 0.2+0,8/ ε_α

Y_ε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7

3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y_β=1-ε_β*β/120⁰≥0,7

Y_β=1- 0,6*9,069/120⁰=0,955≥0,7

3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

σ_F= Z_FS1* Z_β1* Z_ε1*≤ σ_FP

Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:

σ_F= 4,09* 0,7* 0,955*≤ σ_FP

372,83≤520

3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

σ_нmax= σ_н* σ_нPmax

Tmax=β₁-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе

T_H

β₁= 1,25…1,35

Принимаем β₁=1,3

σ_нmax= 973,8* МПа

σ_нPmax =2.420МПа

σ_нmax≤ σ_нPmax

1.110,3≤2.420

3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

σ_Fmax=Tmax ≤ σ_FPmax

T_H

σ_F=372.83

Tmax =1.3

T_H

σ_FPmax=1.171МПа

σ_Fmax=372,83*1,3=484,68МПа

σ_Fmax≤ σ_FPmax

484,68≤1.171

3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

F_t1=

F_t1=

-радиальная сила

F_r= F_t*tg α_W/ cosβ

F_r1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н

- осевая сила

F_а=F_t*tgβ

F_а1=4.879*0,16=780,6Н

3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

F_t2=

F_t1=

-радиальная сила

F_r2= F_t2*tgα_W/ cosβ

F_r2=19664*0,36/0,965=7336 Н

- осевая сила

F_а2= F_t2* tgβ

F_а2=19664*0,159 = 3126 Н

4. Выбор смазки.

Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.

При контактном напряжении σ_Н=973,8; окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1, стр96,табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость60 мм²/с при температуре 50 ⁰С

Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении σ_Н=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм²/с.

Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм²/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А(индустриальное)

Литература

1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1995.–102с.

2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин – М.: Высшая школа, 1978.–352с.

3 Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для вузов С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.С. Козинцов и др.– 5–е изд., перераб. и доп.–М.: Машиностроение, 1984.–560с., ил.

4 Пелипенко И.А., Шевцов Ю.А. Разработка компоновки редуктора: Учебное пособие к курсовому проекту по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с