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

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,

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 Ti
=9550.

где Pi
и ni
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

Dm
=

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

Диаметр заготовки для колеса равен

dk
=UDm
=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(НВ1
min
+HB1
max
)=0.5(235+262)=248,5

НВ2
=0,5(НВ2
min
+HB2
max
)=0.5(179+207)=193

Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

HPj
=

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

sH
lim
j
- предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

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

SH
1
= 1.1 SH
2
=1.1

Коэффициент долговечности определяется по формуле:

КHLj
= 1, [7. ч .1 стр.7];

где NHEj
– эквивалентное число циклов напряжений.

NH
0
j
– базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1.1 [3]),

NH
01
16,8∙106

NH
0
2
=9,17∙106

Находим эквивалентные числа циклов перемен напряжений по формуле:

NHE
j
= Mh
•NΣ
j,
[11 стр.8];

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

NΣ
j
– суммарное число циклов нагружения за весь срок службы передачи.

NΣ
j
= 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 – относительная продолжительность включения.

Определяем эквивалентные числа циклов перемен напряжений:

шестерня

колесо

Определяем коэффициенты долговечности:

KKL1
=

KKL
2
=

Определяем допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса

sH1
P=

sH2
P=

Допускаемы контактные напряжения для прямозубой передачи

sHР
=sHР1
=480,8 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

FPj
=, [11 стр.10]

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

sF
lim 1
=1,75•248,5 =434,8МПа sF
lim 2
=1,75•193=337,75МПа

SFj
- коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]), SF
1
=1,7, SF
2
=1,7;

KFCj
- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) KFC
1
=0,65,KFC
2
=0,65

KFLj
- коэффициент долговечности при изгибе:

KFL
j
=
1.

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

NF
0
– базовое число циклов при изгибе; NF
0
= 4•106
.

NFEj
– эквивалентное число циклов напряжений при изгибе; NFE
j
= Fj
∙NΣj
.

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 ,

NFE1
=0,06∙82∙106
=4,92∙106

NFE2
=0,06∙20∙106
=1,2∙106

Поскольку NFE
1
> NFO
принимаем KFL
=1

KFL
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

KН
- коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН
=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

Z
1
===28

Число зубьев колеса

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

Ширин
a венца колеса

bw
2
=∙=0,5∙280=140 мм

Принимаем bw
2
= 140 мм по ряду на с.11 [1].

bw
1
=145мм

Основные геометрические размеры зубчатых колес

Определяем диаметры делительных окружностей колеса и шестерни

dj
=mn
Zj
.

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

Окружности вершин зубьев:

da
j
= dj
+2(1+х)

da
1
= 112+2∙4=120 мм

da
2
= 448+2∙4 =456 мм.

Окружности впадин зубьев:

dfj
= dj
-2,5(1,25-х)

df
1
= 112-2∙4∙1,25=102 мм

df
2
= 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 nст
=9 (табл 8.1 [3])

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

Условие контактной прочности передачи имеет вид sHP.

Контактные напряжения определяются по формуле:

=,

где Zσ