Реферат: Привод цепного конвейера

Курсовая работа

по дисциплине« Детали машин иосновы конструирования»

 

Екатеринбург

2009

Исходные данные

/>

Введение

Проектирование механизмов и машин,отвечающих потребностям в различных областях промышленности должнопредусматривать их наибольший экономический эффект, высокиетехнико-экономические и эксплуатационные качества.

Основные требования, предъявляемые создаваемому механизму:высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность,экономичность, минимальные габариты и цена. Все выше перечисленные требованияучитывают в процессе проектирования и конструирования.

Темой данного курсовогопроекта является «Привод цепного конвейера».

Редуктором называютмеханизм, состоящий из зубчатых передач, выполняемый в виде отдельного агрегатаи служащий для передачи крутящего момента от вала двигателя к валуисполнительного механизма.

Проектируемый редукторпредназначен для передачи крутящего момента от вала электродвигателя квыходному валу редуктора и далее к рабочему механизму. Ведущий вал редукторасоединен с валом двигателя ременной передачей.

1. Выборэлектродвигателя и расчет кинематических параметров привода

 

Требуемая мощность электродвигателя

/>Pтр=/>,

где P — мощность на валу исполнительногомеханизма, 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 изтабл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 ближайшей большейстандартной мощностью Pэ = 11кВт,синхронной частотой вращения nс=750об/мини скольжением S= 2,8%.

Частота вращения вала электродвигателя

n1= nс (1-/>)=750(1-0,028)=729об/мин

Общее передаточноечисло привода

uo=/>/>=/>=18,2

где n – частота вращения валаисполнительного механизма,

n= 40 об/мин

Передаточное отношениезубчатой передачи U принимаем равным4 по ГОСТ 2185-66

Передаточное числоременной передачи

/>

Принимаем равным 4,5 поГОСТ 2185-66

Частоты вращения валов

/> 

[7. ч .1 стр.5];

Определяем мощности,передаваемые валами:

/> 

[7. ч .1 стр.5];

Крутящиемоменты, передаваемые валами.

Крутящий момент на валуопределяется по формуле Ti=9550/>.

где Pi<sub/>и ni соответственно мощность, кВт, ичастота, мин-1, на i–мвалу.

/> [7. ч .1 стр.5];

2. Расчет цилиндрической зубчатойпередачи

Выбор материаловзубчатых колес

Dm=/>

Sm=1,2(U+1) />= 1,2(4+1)/>

Диаметр заготовкидля колеса равен

dk=UDm=4∙128=512мм

Материалы выбираем по табл.1 [1]

Шестерня

Материал заготовки — Сталь 40х

Термическая обработка –Улучшение

Твердость поверхностизуба – 235-262HB

Колесо

Материал заготовки — Сталь45

Термическая обработка-Нормализация

Твердость поверхностизуба – 179-207 HB

Определяем средниезначение 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

Допускаемыеконтактные напряжения

 

/>HPj =/>

где j=1 для шестерни, j=2 дляколеса;

sHlim j — предел контактнойвыносливости (табл.2 [1]),

/> 

SHj — коэффициент безопасности (табл.2 [1]),

SH1=1.1 SH2=1.1

Коэффициентдолговечности определяется по формуле:

КHLj =/>/>1, [7. ч .1 стр.7];

где NHEj– эквивалентное число циклов напряжений.

NH0j – базовое число циклов при действии контактныхнапряжений (табл.1.1 [3]),

NH0116,8∙106

NH02=9,17∙106

Находимэквивалентные числа циклов перемен напряжений по формуле:

NHE<sub/>j= Mh•NΣ j, [11 стр.8];

где />h<sub/>– коэффициент эквивалентности, определяемый взависимости от типового режима нагружения, />h=0,18

NΣj – суммарное число цикловнагружения 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 – относительнаяпродолжительность включения.

/>

/>

Определяемэквивалентные числа циклов перемен напряжений:

/> шестерня

/> колесо

Определяем коэффициентыдолговечности:

KKL1= />

KKL2=/>

Определяемдопускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

sH1P=/>

sH2P=/>

Допускаемы контактныенапряжения для прямозубой передачи

sHР=sHР1=480,8МПа

Допускаемыенапряжения изгиба

/>FPj=/>, [11 стр.10]

где sF limj — предел выносливостизубьев при изгибе (табл.4 [1]),

sF lim 1 =1,75•248,5 =434,8МПа sFlim 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<sub/>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<sub/>j= />Fj∙NΣj.

Коэффициентэквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл.3 [1] взависимости 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> NFOпринимаем KFL=1

KFL2j=/>=1,22

Допускаемыенапряжения изгиба:

/>FP1=/>

/>FP2=/>

 

3. Проверочный расчет передачи

электродвигатель приводвал редуктор

Определение геометрических параметровбыстроходной ступени редуктора

Межосевое расстояниеопределяем из условия контактной прочности:

/>=/>(u+1)/>,

где /> -коэффициент вида передачи, />=450

KН — коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН=1,2

Коэффициент ширинызубчатого венца

/>=0,5 (ряд на с.8 [1]).

/>=450(4+1)/>,

Округлим /> доближайшего большего стандартного значения (табл.6 [1]). 280 мм

Модуль выберем издиапазона

 m=/>=(0,01…0,02)280=2,8…5,6 мм

Выбираем стандартныймодуль (табл.5 [1]): m=4

Суммарное число зубьев

Z/>=/>=/>=140

Число зубьевшестерни

Z1=/>=/>=28

Число зубьев колеса

 Z2= Z/>-Z1=140-28=112

Фактическоепередаточное число

uф =/>=/>=4

Значение uфне должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u/>5

/>u=100/>=100/>=0%

Коэффициенты смещенияшестерни и колеса: x1=0 x2= 0

Ширинa венца колеса

bw2=/>∙/>=0,5∙280=140мм

Принимаем bw2= 140 мм по ряду на с.11 [1].

bw1=145мм

Основныегеометрические размеры зубчатых колес

Определяем диаметрыделительных окружностей колеса и шестерни

dj=mnZj.

/>

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

/>

Окружности вершинзубьев:

daj= dj+2/>(1+х)

da1= 112+2∙4=120 мм

da2= 448+2∙4 =456 мм.

Окружности впадинзубьев:

dfj= dj-2,5/>(1,25-х)

df1= 112-2∙4∙1,25=102 мм

df2= 448-2∙4∙1,25=438 мм

Фактическаяокружная скорость, м/с:

/>м/с [7. ч .1 стр.23];

Для полученнойскорости назначаем степень точности передачи nст=9(табл 8.1 [3])

Проверка навыносливость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба быстроходнойступени редуктора

Условие контактной прочности передачиимеет вид />/>sHP.

 Контактные напряжения /> определяются по формуле:

/>=/>/>,

где Zσ= 9600 для прямозубых передач,

КН — коэффициент контактной нагрузки.

Коэффициентконтактной нагрузки определяется по формуле:

КН =KHα KHβ КНV,

где KHα — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

 KHβ<sub/>–коэффициент неравномерности распределения нагрузки поширине 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 К0Нβвычислим коэффициенты ширины венца по диаметру

Ψbd=0,5 Ψbа(U+1)=0,5∙0,5(4+1)=1

По значению Ψbd определим К0Нβ методомлинейной интерполяции

К0Нβ=1,07

КНβ=1+(1,07-1)0,09=1,006

Динамическийкоэффициент определим методом линейной интерполяции

КНV =1,06

КН<sub/>=1,24∙1,006∙1,06=1,09

Такимобразом,

/>

Определяем недогрузку

/>/>

Проверка навыносливость по напряжениям изгиба

Условия изгибнойпрочности передачи имеют вид sFj/>sFPj.

напряжение изгиба взубьях шестерни определяется по формуле:

/>,

где YFj — коэффициенты формызуба,

КF — коэффициент нагрузки приизгибе,

Коэффициентнагрузки 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 коэффициентыопределяем 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 взубьях колеса равно:

/>.

YF2=/>

/>

Силы в зацеплении

Окружная сила Ft<sub/>= />=/>

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 дляшестерни и шестерни

 

Передаточное число Обозначение Значение По ГОСТу U 4 Передаточное число фактическое

Uф

4 Отклонение % ΔU 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 определимдиаметр вала в опасном сечении, мм

d=/>=

где Т –крутящий момент в опасном сечении вала, T= 616 Н×м

[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 значениеокруглим до ближайшего числа из ряда на с.5 [2]: d1=50мм

d2=/>=58,9мм

Полученное значениеокруглим до ближайшего числа из ряда на с.5 [2]: d=60мм

 

5. Выбор подшипников

 

Шарикоподшипникирадиальные однорядные для быстроходного вала

Исходные данные

Подшипник № 310

Размеры подшипника: d =50 мм, D =110 мм, B =27, мм r=3,0

Динамическаягрузоподъёмность C = 61,8 кН

Статическаягрузоподъёмность C0=38 кН

Определение опорныхреакций

В вертикальнойплоскости

∑M(A)=0

/>

/>

∑Y=0

RAY+Fr-RBY=0

RAY=Fr-RBY=2816-1408=1408Н

В горизонтальнойплоскости

∑M(A)=0

/>

/>

∑Z=0

RAZ-Ft-RBZ=0

RAZ=Ft-RBZ=8800-4400=4400Н

Суммарные опорныереакции

Fr1=/>

Fr2=/>

Температурныйкоэффициент

При рабочейтемпературе подшипника t<1050принимаем КТ=1

Коэффициентбезопасности

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

Эквивалентнаядинамическая нагрузка

Р= Кб∙КТ∙(XVFr1+YFa)=2∙1(0,6∙1∙4,619+0)=5,5кН

X=0,6(табл 6.6 [3])

Долговечностьподшипника при максимальной нагрузке

Lh=/>=/>

m=3шариковых подшипников

Эквивалентнаядолговечность подшипника

/>

µn=коэффициент эквивалентности для среднего нормальногорежима нагружения (табл. 4.5 [3])

Поскольку LE>10 000 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданнымусловиям работы (рис. 1).

/>

Рис. 1

6.Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

Крутящий момент наведущей звездочке T1= 144,1 Н•м

Частота вращения ведущейзвездочки n1= 729 мин-1

Мощность двигателя Р=11кВт

Передаточное отношениеременной передачи u=4,5

Выбор ремня

По величине крутящегомомента 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=1800мм

Lmax=10000мм

dmin=200мм

Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкиваопределим по формуле (1) [3]:

d1=40/>=40/>=209,7мм

Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с.5 [3]: d1=224 мм.

Диаметр ведомогошкива равен:

d2=u/>d1=4,5/>224=987,6мм

После округленияполучим: d2=1000 мм.

Предварительноезначение 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 ближайшегочисла 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<sub/>= />=/>=1286,6

Частота пробегов ремня

/>=/>=/>=1,9 c-1

Коэффициент, учитывающий влияниепередаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

Cu=1,14-/>=1,14-/>=1,13

Приведенное полезное напряжение дляремней нормального сечения

/>= />-/>-0.001V2=/>-/>-0.001∙7,62 =2,72 МПа

Допускаемое полезное напряжение

[/>] =/>C/>Cp=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

Cp — коэффициент режима работы.

Cp = Cн-0,1(nc-1)=0,85-0,1(2-1)=0,75

Cн-коэффициент нагружения, Cн=0.85

Расчетное число ремней

Z=/>=/>=4,7

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

Округлим полученное до ближайшегобольшего Z=5, при этом Сz=0.95

Z=/>=/>=5

Силапредварительного натяжения одного ремня

S0 =0,75/>+ qmV2=0,75/>+0,30∙7,62 =296,4 кН

Сила, нагружающаявалы передачи,

Fb = 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. КазанскийДетали машин. Методические указания по выполнению курсового проекта.