Реферат: Привод цепного конвейера

Министерствообразования и науки РФ

Южно- УральскийГосударственный Университет

Пояснительнаязаписка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Приводцепного конвейера»

Нормоконтроль:

Руководитель:Е.П. Устиновский

Авторпроекта: А.Ю.Степанюк

студентгруппы ТВ-318

Проектзащищен с оценкой

Челябинск 2007

Содержание

Введение

1 Кинематический и силовой расчёты привода

1.1 Определение мощности на валу исполнительного механизма

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

1.5 Выбор электродвигателя

1.6 Определение передаточного отношения привода

1.7 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов.

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений дляцилиндрической зубчатой передачи.

  1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

1.10 Коэффициент K Hβ.

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

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.

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

3.1.2 Геометрический расчет быстроходной передачи.

3.2 Проверочный расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

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

3.4Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии max нагрузки

3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе max нагрузкой

3.6 Силы в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи

4.Выбор смазки

Литература

Введение

Курсовой проект подисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которойприобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаютсяметоды, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных,долговременных и экономических конструкций.  

1. Кинематический исиловой расчёты привода.

 Выборэлектродвигателя

 

Кинематическая схемапривода.

1.        Мотор

2.        МУВП

3.        Редуктор С2

4.        Предохранительнаяфрикционная компенсирующая муфта

5.        Приводной вал с2-мя звездочками

 

1.1 Определение расчетноймощности на валу исполнительного механизма.

 

Мощность на приводном валуР3, кВт,

/>,

где    Ft – окружное усилие на приводном валу,Н;

         V – окружная скорость на приводном валу, м/с.

/>

 

1.2 Определение расчётноймощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность навалу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:

 />

где   η – общий КПДпривода,

η =/>η1·η2;

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

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

Согласно [1, стр8табл.1]

η = 0,97·0,97=0,9409.

При этом

/>/>

1.3 Определение частотывращения вала исполнительного механизма

Частота вращенияприводного вала n3, об/мин,

/>

где   Z- число зубьев ведущей звездочкицепного конвейера;

         t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

/>.

1.4 Определение частотывращения вала электродвигателя

Частота вращения валаэлектродвигателя  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 частотувращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значениюнайденного интервала оптимальных частот примем 

n1=1.500 мин -1.

1.5 Выборэлектродвигателя

В приводах общегоназначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигателипеременного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотойконструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

Выбираем двигатель 100L /1410  с   T max/T ном.=2,2, n1.=1410мин-1.

/> <td/> />
Число полюсов

d1

l1

l30

b1

h1

d30

l10

l31

l0

b10

h

h10

h31

2,4,6 28 60 391 8 7 240 112 63 160 160 100 12 247

1.6 Определениепередаточного отношения привода

После выбораэлектродвигателя уточним передаточное отношение привода:

/>

 

1.7 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов.

 

Определение мощности набыстроходном валу редуктора Р2, кВт,

/>

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

         η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрическойпередачи, η1=0,97;

/>

 

Определение вращающихмоментов  на валах:

/>

где  Р1– мощностьна валу двигателя, кВт;

        n1 – частота вращения вала, мин-1;

/>

Определение вращающего моментана быстроходном валу редуктора Т2, Н·м,

/>

где  Р 1–мощностьна валу двигателя, кВт;

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

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

/>

Определение вращающегомомента на приводном валу Т3, Н·м,

/>

где  Р2– мощностьна быстроходном валу, кВт;

        n3 – частота вращения  вала, мин-1;

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

/>

 

Все полученные данные дляпроектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

таблица1

№ вала Т, Н·м Р, кВт

n, мин-1

1 25,19 3,72 1410 2 111,25 3,61 309,75 3 318,3 3,5 105

 

1.8 Выбор материалов идопускаемых напряжений дляцилиндрической зубчатой передачи.

Материал зубчатых колесдолжен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи.Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированныестали.

Нагрузочная способностьпередач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактныенапряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов, а несущаяспособность передач пропорциональна квадрату твердости. Это указывает нацелесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей, закаливаемых довысокой твердости.

Наибольшую твердостьзубьев Н=55…60 HRC обеспечиваетхимико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующейзакалкой.

Поэтому примем в качестветермообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

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

Шестерня- 20Х   ГОСТ4543-71

Колесо- 15Х        ГОСТ4543-71

Сочетания материалазубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхностизубьев ,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо – 230…240.

Предел контактнойвыносливости, МПа:

/>.

Предел изгибнойвыносливости, МПа :

/>

Допускаемое контактноенапряжение />, МПа:

/>

где   σHlim<sub/>b1,σHlimb2 — пределыконтактной выносливости поверхностей          зубьев шестерни и колеса;

σHlim<sub/>b<sub/>=23*55=1265 МПа

         S Hmin — минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностномупрочнении зубьев: S Hmin= 1,2

        /> – коэффициентдолговечности;

Согласно источнику [1,стр21] />=1, с последующимуточнением после ЭВМ.

/>

Принимаем />= 949 МПа.

 

 1.9 Коэффициент ширины зубчатоговенца в долях диаметра шестерни.

/>

Где bW-рабочая ширина зубчатых венцов,

dW1 — начальный диаметр шестерни.

Согласно  источнику  [1, стр33, табл. 14]:

ψbd=0,3…0,6

Принимаем ψbd2=0,6

1.10 Коэффициент K Hβ.

Коэффициент K Hβ. Учитывает неравномерностьраспределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактнуювыносливость активных поверхностных зубьев.

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

K Hβ2=1,12

1.11 Исходные данные длярасчета на ЭВМ.

       ί – передаточное отношение привода

       ί=13,43

Т1-вращающиймомент на тихоходном валу

Т1= 318,3 Н*м

/> — допускаемое контактное напряжение вбыстроходных и тихоходных передачах.

/>=949МПа

ψbd2-<sub/>коэффициент ширины зубчатого венца

ψbd2=0,6

K Hβ2 — коэффициент, учитывающий неравномерностьраспределения нагрузки

K Hβ2=1,12

Количество потоковмощностей 1;

Вид зубьев – косозубые.

 

1.12 График зависимостимассы от

 

2.Допускаемоенапряжение тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

2.1 Допускаемыеконтактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев.

Допускаемые контактныенапряжения /> , МПа, вычисляютсяотдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

/>

Z Nj<sub/>– коэффициент долговечности дляшестерни и колеса, определяется по формуле:

 

/>

Где   N H<sub/>lim<sub/>bj<sub/>-  базовое число циклов контактныхнапряжений 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 зубьяхшестерни и колеса

N HE1=μн*N∑1,

N HE2=μн*N∑2.

 где μн — коэффициент,характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте наконтактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

        μн=0,125

N∑1,N∑2 – число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весьсрок службы передачи.

/>

 

/>

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

n= 105, мин-1

 

/>– время работы передачи за весь срокслужбы привода

/>= 11.000 часов.

с- число цикловнагружения 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 числоциклов 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 H<sub/>lim<sub/>bj<sub/> 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 поверхностномупрочнении зубьев

0,75≤ Z Nj≥1.8

 Принимаем Z N1=1.2

/>=/>=2.1

Принимаем Z N1=1,8

Найдем допускаемыеконтактные напряжения:

/>

/>

2.2 Допускаемые предельныеконтактные напряжения.

Согласно источнику[1,стр27, табл.9]:

σHP<sub/>max=44* H HRC

σHP<sub/>max=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемыенапряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

/>

σ F<sub/>lim<sub/>b<sub/>j —  предел выносливости шестерни иликолеса при изгибе

 σ F lim b 1=680МПа

 σ F lim b 2= 680МПа

S  F<sub/>min1,2 — минимальный коэффициент запасапрочности

Согласно источнику [1,стр28]:

S  F<sub/>min1,2=1,7

Y Nj — коэффициент долговечности,вычисляется по формуле

 

Y Nj/>

где N F<sub/>lim — базовое число циклов напряженийизгиба согласно источнику[1, стр28]: 

N F<sub/>lim=4*106

Для зубчатых колес ствердостью поверхности зубьев Н≤350НВ  q F=6

N FEj<sub/>-  эквивалентное число цикловнапряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N FEj=μF*N∑j  j=1,2

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

μF=0,038

Тогда

N FE1=2*108*0,038=0,76*106

N FE2=6,9*106*0,038=0,26*106

Вычислим коэффициентдолговечности:

Y N1=/>1,3

 

Y N2=/>1,5

YA — коэффициент, учитывающий влияниедвустороннего приложения нагрузки на зубьях

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

YA=1

Допускаемые напряжения :

/>МПа

/>МПа

2.4 Допускаемыенапряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

/>

где σ FSt<sub/>– предельное напряжение изгиба примаксимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

 σ FSt= 2000МПа

 S FSt<sub/>min — минимальный коэффициент запасапрочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S FStmin= YZ*SY

Где YZ<sub/>-коэффициент, учитывающий способполучения заготовки зубчатого колеса, выбираемый согласно источнику [1,стр31, табл. 13]:

YZ=1

SY — коэффициент, зависящий отвероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1,стр31]:

SY=1,75

S FSt<sub/>min=1*1,75=1,75

Yх -коэффициент, учитывающий размерызубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31, рис. 8]:

Yх=1,025

/>=1171 МПа

3.Расчет закрытыхцилиндрических передач.

3.1.1 Геометрическийрасчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр:

  d 1=  d w=  />,

mn — модуль зацепления

mn=2,250

β-угол наклона зубьев

cosβ=cos9.069 = 0.987

Z1-число зубьев

Z1=20

d 1=  d w=  />=45,6мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=45,6+2*2,250=50,1мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=45.6-2,5*2,250=39,975мм

б)колесо

-делительный диаметр:

d 2=  d w= /> />,

Z2=59

mn=2,250

cosβ=cos9.069 = 0.987

d 2=  d w= /> =134,5

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=134,5+2*2,250=139мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=134,5-2,5*2,250=128,875мм

3.1.2 Геометрическийрасчет быстроходной передачи.

 

а)шестерня

-делительный диаметр:

  d 1=  d w=  />,

mn — модуль зацепления

mn=1,250

β-угол наклона зубьев

cosβ =cos15,143= 0.965

Z1-число зубьев

Z1=25

d 1=  d w=  />=32,4мм

-диаметр вершин зубьев:

d a1=d1+2mn

d a1=32,4+2*1,25=34,9мм

-диаметр впадин зубьев

d f1=d1-2.5mn

d f1=32,4-2,5*1,250=29,275мм

б)колесо

-делительный диаметр:

d 2=  d w= /> />,

Z2=114

mn=1,250

cosβ =0.965

d 2= d w= /> =147,7

-диаметр вершин зубьев:

d a2=d2+2mn

d a2=147,7+2*1,250=150,2мм

-диаметр впадин зубьев

d f2=d2-2.5mn

d f2=147,7-2,5*1,250=144,575мм

3.2 Проверочный расчетзакрытой цилиндрической зубчатой передачи.

3.2.1.Окружная скорость взацеплении

/>

где d1<sub/>–делительный диаметр шестерни

d1=45,570мм

nj-частота вращения вала шестерни, мин -1

n1=309,75

/>

3.2.2 Выбор степениточности передачи.

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

3.2.3Коэффициентперекрытия

εα — коэффициент торцевого перекрытия

εα= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos β,

Так как зацеплениевнешнее – знак «+»

εα=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6

εβ — коэффициент осевого перекрытия

/>

-рабочая ширина зубчатыхвенцов

b2= bW=28

mn=2,250

/>

εγ — суммарный коэффициент перекрытия

εγ= εα+ εβ

εγ=1,6+0,626=2,2

3.2.4Коэффициент KHα, учитывающий распределение нагрузкимежду зубьями в связи с погрешностями изготовления.

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

KHα=1,08

3.2.5Коэффициент,учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

/>

Где Т1-вращающий момент на шестерне

 W HV<sub/>– удельная окружная динамическаясила, Н/мм

W HV<sub/>=σн*g 0*V*/>

Где σн-коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профилязубьев, выбирается согласно источнику 

[1, стр42, табл. 16]:

σн=0,004МПа

g 0-коэффициент, учитывающий влияние разности шаговзацепления зубьев шестерни и колеса выбирается согласно источнику  [1,стр43, табл. 17]:

g 0=56

W HV<sub/>=0,004*56*0,739*/>

/>

3.2.6 Удельная расчетнаяокружная силаН/мм

/> 

/>

3.2.7 Коэффициент Z ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач скоэффициентом осевого перекрытия εβ‹1

Z ε=/>

Z ε=/>

3.2.8 Расчетное контактное напряжение, МПа

σн= Z H* Z E Z ε*/>

где Z H — коэффициент, учитывающий форму сопряженныхповерхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр45, рис.13]:

Z H=2,47

 Z E — коэффициент, учитывающий механические свойстваматериалов сопряженных зубчатых колес, для стальных колес

Z E=190

σ HP — допускаемое контактное напряжение

σн= 2,47*190*0,83*/>МПа

σ HP=0,45*( σ HP1+ σ HP2)

σ HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

σн≤σ HP: 973,8≤1281,15

 3.3Проверочный расчетцилиндрической зубчатой передачи на выносливость зубьев по изгибу.

3.3.1 Коэффициент K Fβ, учитывающий неравномерностьраспределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев навыносливость

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

K Fβ=1,19

3.3.2 Коэффициент K Fα, учитывающий распределение нагрузкимежду зубьями.При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияниепогрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что ив 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 наизгиб, Н/м        

W FV=σF*g 0*V*/>

σF — коэффициент, учитывающий влияниевида зубчатой передачи и  модификации профиля зубьев, Н/м Согласно источнику[1,стр42, табл.16]:

σF=0,006

W FV<sub/>=0,006*56*0,739*/>

/>

 3.3.4Удельная расчетнаяокружная сила

/>

/>

3.3.5 Коэффициент Y FS, учитывающий форму зуба иконцентрацию 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 εβ=0,6 ‹1: Yε= 0.2+0,8/ εα

Yε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7

3.3.7 Коэффициент,учитывающий наклон зуба

Yβ=1- εβ*β/1200≥0,7

Yβ=1- 0,6*9,069/1200=0,955≥0,7

3.3.8Расчетное напряжениеизгиба на переходной поверхности зуба:

σF= Z FS1* Zβ1* Z ε1*/>≤ σFP

Обычно расчет проводитсядля менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравненияотношений для шестерни и колеса:

/>

/>

σF= 4,09* 0,7*  0,955*/>≤ σFP

372,83≤520

3.4 Расчет зубчатойпередачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

σнmax= σн*/> σнPmax

Tmax  =β1-кратностькратковременных пиковых перегрузок в приводе

TH

β1=1,25…1,35

Принимаем β1=1,3

σнmax= 973,8*/> МПа

σнPmax =2.420МПа

σнmax≤ σнPmax

1.110,3≤2.420

3.5 Расчет зубчатойпередачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

σFmax=Tmax   ≤ σFPmax

TH

σF=372.83

Tmax =1.3 

TH

σFPmax=1.171МПа

σFmax=372,83*1,3=484,68МПа

σFmax≤ σFPmax

484,68≤1.171

3.6 Силы в зацеплении тихоходнойцилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft1=/>

Ft1=/>

-радиальная сила

Fr=Ft*tg αW/ cosβ

Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н

— осевая сила

Fа= Ft* tgβ

Fа1=4.879*0,16=780,6Н

3.7 Силы в зацеплениибыстроходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft2=/>

Ft1=/>

-радиальная сила

Fr2= Ft2*tg αW/ cosβ

Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н

— осевая сила

Fа2= Ft2* tgβ

Fа2=19664*0,159 = 3126 Н

4. Выбор смазки.

Выбор кинематическойвязкости масла для передач зацеплением.

 При  контактномнапряжении σН=973,8;  окружной скорости V=0,739 м/с согласно источнику [1,стр96, табл.36]: рекомендуется кинематическая вязкость  60 мм2/спри температуре 50 0С

 Для быстроходнойпередачи при скорости V=2,32и напряжении σН=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм2/с.

 Выбираю среднее значениекинетической вязкости  55 мм2/с.Этой вязкости соответствует маркамасла, согласно источнику [1, стр97, табл.37] И50А(индустриальное)

Литература

 

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

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

3 Проектирование механическихпередач: 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 деталяммашин.–Челябинск: ЧГТУ, 1991.–41с