Привод цепного конвейера

Курсовая работа

по дисциплине " Детали машин и основы конструирования«

Екатеринбург

Исходные данные

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;

з₀ — общий КПД привода,

=з•?•?

=0,95•0,98²•0,99²= 0,912

P_тр=кВт

По требуемой мощности из табл.П.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_i и 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 обработкаНормализация

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;

_{Hlim j} 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_{HE j}= M_h*N_{У j,} [11 стр.8];

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

N_Уj — суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

N_Уj = 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;

Kскоэффициент использования передачи в течение суток;

Lrсрок 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

_H1P=

_H2P=

Допускаемы контактные напряжения для прямозубой передачи

_HР=_HР1=480,8 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj=, [11 стр.10]

где _{F lim j} предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4 [1]),

_{F lim 1} =1,75*248,5 =434,8МПа _{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_{FL j}=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_{FE j}= _Fj•N_Уj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3 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.

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 _HP.

Контактные напряжения определяются по формуле:

=,

где Z_у= 9600 для прямозубых передач,

К_Н — коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициент контактной нагрузки определяется по формуле:

К_Н = K_Hб K_Hв К_НV,

где K_Hб — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hв -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса, К_НV — динамический коэффициент.

K_Hб=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_Hб=1+0,06(9−5) •0,09=1,023

K_Hв=1+(К⁰_Нв-1) К_w

Для определения К⁰_Нв вычислим коэффициенты ширины венца по диаметру

Ш_bd=0,5 Ш_bа(U+1)=0,5•0,5(4+1)=1

По значению Ш_bd определим К⁰_Нв методом линейной интерполяции

К⁰_Нв=1,07

К_Нв=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 _{Fj 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_Fб K_Fв K_FV.

где K_Fб— коэффициент распределения нагрузки между зубьями,

K_Fв— коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

K_FV — динамический коэффициент.

Данные коэффициенты определяем по таблицам:

K_Fб =1

K_Fв =0,18+0,82 К⁰_Нв=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 Нм

[ф_к] - пониженные допускаемые напряжения на кручения

[ф_к] = 20 мПа в районе подшипника

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

d₁==53,6 мм Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 5 [2]: d₁=50мм

d₂==58,9 мм 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

µn=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=10 000 мм

d_min=200 мм

Диаметры шкивов

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

d₁=40=40=209,7 мм 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+)=971,5 мм где W = 0.5(d₁+d₂)= 0.5•3,14(1000+224)=1921,88

Y = 2 (d₂-d₁)²= 2 (1000−224)² = 1 204 352

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 Cкоэффициент, 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

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.