Привод цепного транспортера курсовая

Курсовая работа: Привод цепного конвейера

по дисциплине « Детали машин и основы конструирования »

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;

=η∙ŋ∙ŋ

=0,95∙0,98 2 ∙0,99 2 = 0,912

Название: Привод цепного конвейера Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 15:01:10 08 апреля 2011 Похожие работы Просмотров: 99 Комментариев: 20 Оценило: 2 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать

Обозначение	Вид передачи	К.П.Д.
nзп	цилиндрическая зубчатая	0,95
ŋрп	ременная	0,98
ŋпод	одной пары подшипников	0,99

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

n ₁ = n _с (1-)=750(1-0,028)=729об/мин

Общее передаточное число привода

u _o ===18,2

где n – частота вращения вала исполнительного механизма,

Передаточное отношение зубчатой передачи U принимаем равным 4 по ГОСТ 2185-66

Передаточное число ременной передачи

Принимаем равным 4,5 по ГОСТ 2185-66

Определяем мощности, передаваемые валами:

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

Материалы выбираем по табл.1 [1]

Материал заготовки — Сталь 40х

Термическая обработка – Улучшение

Твердость поверхности зуба – 235-262HB

Материал заготовки — Сталь 45

Термическая обработка- Нормализация

Твердость поверхности зуба – 179-207 HB

Определяем средние значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

_HPj =

где j =1 для шестерни, j =2 для колеса;

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

К_HLj = 1, [7. ч .1 стр.7];

где N_HEj – эквивалентное число циклов напряжений.

N_{H 0 j} – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [3]),

Находим эквивалентные числа циклов перемен напряжений по формуле:

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

N_{Σ j} – суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

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_{KL 2} =

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

s_{H1 P=}

s_{H2 P=}

Допускаемы контактные напряжения для прямозубой передачи

Допускаемые напряжения изгиба

_FPj =, [11 стр.10]

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

K_FCj — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) K_{FC 1} =0,65,K_{FC 2} =0,65

K_FLj — коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j} = 1.

здесь q_j — показатели степени кривой усталости: q ₁ = 6, q ₂ = 6 (табл.3 [1]);

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; N_{FE j} = _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 ,

K_{FL 2 j} = =1,22

Допускаемые напряжения изгиба:

_{FP 1} =

_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

Z ===140

Z ₁ ===28

Z ₂ = Z— Z ₁ =140-28=112

Фактическое передаточное число

u _ф = ==4

Значение u _ф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u 5

u =100=100=0%

Коэффициенты смещения шестерни и колеса: x ₁ =0 x ₂ = 0

b_{w 2} =∙=0,5∙280=140 мм

Принимаем b_{w 2} = 140 мм по ряду на с.11 [1].

Основные геометрические размеры зубчатых колес

Определяем диаметры делительных окружностей колеса и шестерни

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

d_{a j} = d_j +2(1+х)

d_fj = d_j -2,5(1,25-х)

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:

где K_Hα — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями,

K_Hβ –коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса,

К_{Н V} – динамический коэффициент.

Для определения К 0 _Нβ вычислим коэффициенты ширины венца по диаметру

По значению Ψ_bd определим К 0 _Нβ методом линейной интерполяции

Динамический коэффициент определим методом линейной интерполяции

Проверка на выносливость по напряжениям изгиба

Условия изгибной прочности передачи имеют вид s_Fj s_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:

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:

Y_{F 1} =

Напряжение изгиба в зубьях колеса равно:

.

Y_{F 2} =

Окружная сила F_t = =

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

Параметры общие для шестерни и шестерни

Передаточное число	Обозначение	Значение
По ГОСТу	U	4
Передаточное число фактическое	Uф	4
Отклонение %	ΔU	0
Высота головки зуба	ha	4
Высота ножки зуба	hf	5
Высота зуба	h	9
Межосевое расстояние	aw	280

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

Шарикоподшипники радиальные однорядные для быстроходного вала

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

Динамическая грузоподъёмность C = 61,8 кН

Статическая грузоподъёмность C ₀ =38 кН

Определение опорных реакций

В горизонтальной плоскости

Суммарные опорные реакции

F_r1 =

F_r2 =

При рабочей температуре подшипника t 0 принимаем К_Т =1

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

Эквивалентная динамическая нагрузка

Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

L_h ==

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).

6. Расчет клиноременной передачи

Крутящий момент на ведущей звездочке T ₁ = 144,1 Н•м

Частота вращения ведущей звездочки n ₁ = 729 мин -1

Мощность двигателя Р=11 кВт

Передаточное отношение ременной передачи u=4,5

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл.1) [3]:

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

d ₁ =40=40=209,7мм

Округлим d ₁ до ближайшего значения из ряда на с.5 [3]: d ₁ =224 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d ₂ =u d ₁ =4,5224=987,6 мм

После округления получим: d ₂ =1000 мм.

Предварительное значение межосевого расстояния

= 0,8 (d ₁ +d ₂ )= 0,8 (224+1000)=979,2 мм

L = 2+0.5(d ₁ +d ₂ )+= 2∙979,2+0,5∙3,14 (224+1000)+=3785 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.6 [3]:

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.=134,23 0

V = ==7,6м/с

F_t = ==1286,6

===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

= —-0.001V 2 =—-0.001∙7,6 2 = 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.

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

S ₀ = 0,75+ q_m V 2 =0,75+ 0,30∙7,6 2 =296,4 кН

Сила, нагружающая валы передачи,

F_b = 2 S ₀ 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.

Источник