Привод цепного конвейера

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

P_тр=,

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

P_тр=кВт

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

Частота вращения вала электродвигателя

n₁= n_с (1-)=750(1-0,028)=729об/мин

Общее передаточное число привода

u_o===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 T_i=9550.

где P_iи n_i 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

D_m=

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

Диаметр заготовки для колеса равен

d_k=UD_m=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(НВ_1min+HB_1max)=0.5(235+262)=248,5

НВ₂=0,5(НВ_2min+HB_2max)=0.5(179+207)=193

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj=

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

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

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

S_H1= 1.1 S_H2=1.1

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

К_HLj = 1, [7. ч .1 стр.7];

где N_HEj – эквивалентное число циклов напряжений.

N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [3]),

N_H0116,8∙10⁶

N_H02 =9,17∙10⁶

Находим эквивалентные числа циклов перемен напряжений по формуле:

N_HEj= M_h•N_{Σ j,} [11 стр.8];

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

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

N_Σj = 60•h•c•t_h

T_h=365•L•24•K_r•K_c•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:

K_KL1=

K_KL2=

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

s_H1P=

s_H2P=

Допускаемы контактные напряжения для прямозубой передачи

s_HР=s_HР1=480,8 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=, [11 стр.10]

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

s_{F lim 1} =1,75•248,5 =434,8МПа s_{F lim 2} =1,75•193=337,75МПа

S_Fj- коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]), S_F1=1,7, S_F2=1,7;

K_FCj- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) K_FC1=0,65,K_FC2=0,65

K_FLj- коэффициент долговечности при изгибе:

K_FLj=1.

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

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_FEj= _Fj∙N_Σj.

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 ,

N_FE1 =0,06∙82∙10⁶ =4,92∙10⁶

N_FE2 =0,06∙20∙10⁶=1,2∙10⁶

Поскольку N_FE1> N_FO принимаем K_FL=1

K_FL2j==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

K_Н - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем K_Н =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

u_ф = ==4

Значение u_ф 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

b_w2=∙=0,5∙280=140 мм

Принимаем b_w2 = 140 мм по ряду на с.11 [1].

b_w1=145мм

Основные геометрические размеры зубчатых колес

Определяем диаметры делительных окружностей колеса и шестерни

d_j=m_nZ_j.

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

Окружности вершин зубьев:

d_aj = d_j+2(1+х)

d_a1 = 112+2∙4=120 мм

d_a2 = 448+2∙4 =456 мм.

Окружности впадин зубьев:

d_fj = d_j-2,5(1,25-х)

d_f1 = 112-2∙4∙1,25=102 мм

d_f2 = 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 n_ст=9 (табл 8.1 [3])

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

Условие контактной прочности передачи имеет вид s_HP.

Контактные напряжения определяются по формуле:

=,

где Z_σ= 9600 для прямозубых передач,

К_Н - коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки определяется по формуле:

К_Н = K_HαK_Hβ К_НV,

где K_Hα - коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hβ–коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

К_НV– динамический коэффициент.

K_Hα=1+А(h_ст-5)К_w

А=0,06

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

K_Hα=1+0,06(9-5) ∙0,09=1,023

K_Hβ=1+(К⁰_Нβ-1) К_w

Для определения К⁰_Нβ вычислим коэффициенты ширины венца по диаметру

Ψ_bd=0,5 Ψ_bа(U+1)=0,5∙0,5(4+1)=1

По значению Ψ_bd определим К⁰_Нβ методом линейной интерполяции

К⁰_Нβ=1,07

К_Нβ=1+(1,07-1)0,09=1,006

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

К_НV =1,06

К_Н=1,24∙1,006∙1,06=1,09

Таким образом,

Определяем недогрузку

Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fjs_FPj.

напряжение изгиба в зубьях шестерни определяется по формуле:

,

где Y_Fj- коэффициенты формы зуба,

К_F- коэффициент нагрузки при изгибе,

Коэффициент нагрузки при изгибе определяем по формуле:

K_F = K_FαK_FβK_FV.

где K_Fα- коэффициент распределения нагрузки между зубьями,

K_Fβ- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

K_FV – динамический коэффициент.

Данные коэффициенты определяем по таблицам:

K_Fα =1

K_Fβ =0,18+0,82 К⁰_Нβ=0,18+0,82∙1,07=1,057

K_FV=1+1,5(K_HV-1)=1+1,5(1,06-1)=1,09

K_F =1∙1,057∙1б09=1,15

Y_F1=

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

.

Y_F2=

Силы в зацеплении

Окружная сила F_t= =

Радиальная сила F_r= = F_t∙ tg20⁰=8800∙0,32=2816H

Параметры общие для шестерни и шестерни

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 Н×м

[τ_к] – пониженные допускаемые напряжения на кручения

[τ_к] = 20 мПа в районе подшипника

[τ_к] = 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

R_AY+F_r-R_BY=0

R_AY= F_r-R_BY=2816-1408=1408Н

В горизонтальной плоскости

∑M_(A)=0

∑Z=0

R_AZ-F_t-R_BZ=0

R_AZ= F_t-R_BZ=8800-4400=4400Н

Суммарные опорные реакции

F_r1=

F_r2=

Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t<105⁰ принимаем К_Т=1

Коэффициент безопасности

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

Эквивалентная динамическая нагрузка

Р= К_б∙К_Т∙(XVF_r1+YF_a)=2∙1(0,6∙1∙4,619+0)=5,5 кН

X=0,6 (табл 6.6 [3])

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

L_h==

m=3 шариковых подшипников

Эквивалентная долговечность подшипника

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

Поскольку L_E>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;

b_p=19 мм;

q_m= 0,3 кг/м

h_h= 14 мм

L_min=1800 мм

L_max=10000 мм

d_min=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 Lуточняем 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

F_t= ==1286,6

Частота пробегов ремня

===1,9 c^-1

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

C_u=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

[] =CC_p=2,72∙0,61∙0,75=1,24 МПа

где C- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C= 1-0.44 ln=1-0.44 ln=0,87

C_p - коэффициент режима работы.

C_p = C_н-0,1(n_c-1)=0,85-0,1(2-1)=0,75

C_н- коэффициент нагружения, C_н=0.85

Расчетное число ремней

Z===4,7

где С_z - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между ремнями (табл.3) [3], предварительно приняли С_z=0.95.

Округлим полученное до ближайшего большего Z=5, при этом С_z=0.95

Z===5

Сила предварительного натяжения одного ремня

S₀ = 0,75+ q_mV²=0,75+ 0,30∙7,6² =296,4 кН

Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S₀ Z sin= 2∙296,4∙5∙sin= 2730,69 Н

Список литературы

1. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин Курсовое проектирование Деталей машин.

2. Г.Л. Баранов, Ю.В. Песин Расчет цилиндрических зубчатых передач.

3. Г.И. Казанский Детали машин. Методические указания по выполнению курсового проекта.