Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Министерство образования и науки РФ

Южно- Уральский Государственный Университет

Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу «Детали машин»

«Привод цепного конвейера»

Нормоконтроль:

Руководитель: Е.П. Устиновский

Автор проекта: А.Ю.Степанюк

студент группы ТВ-318

Проект защищен с оценкой

Челябинск 2007

Введение

Курсовой проект по дисциплине «Детали машин» является первой работой при выполнении которой приобретаются навыки расчёта и конструирования деталей и узлов машин, изучаются методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающих получение надёжных, долговременных и экономических конструкций.

1. Кинематический и силовой расчёты привода.

Выбор электродвигателя

Кинематическая схема привода.

1. Мотор

2. МУВП

3. Редуктор С2

4. Предохранительная фрикционная компенсирующая муфта

5. Приводной вал с 2-мя звездочками

1.1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма.

Мощность на приводном валу Р3, кВт,

,

где Ft - окружное усилие на приводном валу, Н;

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

1.2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя.

Расчётная мощность на валу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:

где ? - общий КПД привода,

? =?1·?2;

?1- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97;

?2- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?2=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

? = 0,97·0,97=0,9409.

При этом

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения приводного вала n3, об/мин,

где Z- число зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

t- шаг цепи цепного конвейера, мм.

.

1.4 Определение частоты вращения вала электродвигателя

Частота вращения вала электродвигателя n1, мин-1:

n1= n3·?,

где n3 - частота вращения приводного вала, n3 =105 мин-1;

? - передаточное отношение привода.

? =?1·?2

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

?1=3…6

?2=3…6.

? =(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 частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем

n1=1.500 мин -1.

1.5 Выбор электродвигателя

В приводах общего назначения применяются в основном трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4А, отличающиеся простотой конструкции и эксплуатации, а также низкой стоимостью.

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

1.6 Определение передаточного отношения привода

После выбора электродвигателя уточним передаточное отношение привода:

1.7 Определение мощностей , вращающих моментов и частот вращения валов.

Определение мощности на быстроходном валу редуктора Р2, кВт,

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

?1- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97;

Определение вращающих моментов на валах :

где Р1- мощность на валу двигателя, кВт;

n1 - частота вращения вала, мин-1;

Определение вращающего момента на быстроходном валу редуктора Т2, Н·м,

где Р 1-мощность на валу двигателя, кВт;

?1- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97

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

Определение вращающего момента на приводном валу Т3, Н·м,

где Р2- мощность на быстроходном валу, кВт;

n3 - частота вращения вала, мин-1;

?1- КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, ?1=0,97

Все полученные данные для проектирования на ЭВМ сводим в таблицу1.

таблица1

1.8 Выбор материалов и допускаемых напряжений для цилиндрической зубчатой передачи .

Материал зубчатых колес должен обеспечить высокую прочность зубьев на изгиб и износостойкость передачи. Этим требованиям отвечают термически обрабатываемые углеродистые и легированные стали.

Нагрузочная способность передач редукторов лимитируется контактной прочностью. Допускаемые контактные напряжения в зубьях пропорциональны твердости материалов , а несущая способность передач пропорциональна квадрату твердости . Это указывает на целесообразность широкого применения для зубчатых колес сталей , закаливаемых до высокой твердости.

Наибольшую твердость зубьев Н=55…60 HRC обеспечивает химико- термические упрочнения: поверхностное насыщение углеродом с последующей закалкой.

Поэтому примем в качестве термообработки цементацию, что обеспечит высокую нагрузочную способность.

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

Шестерня- 20Х ГОСТ 4543-71

Колесо- 15Х ГОСТ 4543-71

Сочетания материала зубчатых колес, их термообработка и пределы контактной и изгибной выносливости.

Твердость поверхности зубьев ,HRC:

шестерня- 55…60

колесо- 55…60.

Твердость сердцевины, НВ:

шестерня-230…240

колесо - 230…240.

Предел контактной выносливости, МПа:

.

Предел изгибной выносливости, МПа :

Допускаемое контактное напряжение , МПа:

где ?Hlim b1,?Hlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей зубьев шестерни и колеса;

?Hlim b =23*55=1265 МПа

S Hmin- минимальный коэффициент запаса прочности

При поверхностном упрочнении зубьев: S Hmin= 1,2

- коэффициент долговечности;

Согласно источнику [1, стр21] =1, с последующим уточнением после ЭВМ.

Принимаем = 949 МПа.

1.9 Коэффициент ширины зубчатого венца в долях диаметра шестерни.

Где bW-рабочая ширина зубчатых венцов,

dW1- начальный диаметр шестерни.

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

?bd=0,3…0,6

Принимаем ?bd2=0,6

1.10 Коэффициент K H?.

Коэффициент K H?. Учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете на контактную выносливость активных поверхностных зубьев.

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

K H?2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

? - передаточное отношение привода

?=13,43

Т1-вращающий момент на тихоходном валу

Т1= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

?bd2- коэффициент ширины зубчатого венца

?bd2=0,6

K H?2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K H?2=1,12

Количество потоков мощностей 1;

Вид зубьев - косозубые.

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.

Допускаемые контактные напряжения , МПа , вычисляются отдельно для шестерни и колеса каждой из рассчитываемых передач:

Z Nj - коэффициент долговечности для шестерни и колеса , определяется по формуле:

Где N H lim bj - базовое число циклов контактных напряжений 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 зубьях шестерни и колеса

N HE1=?н*N?1,

N HE2=?н*N?2.

где ?н- коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчёте на контактную прочность, Согласно источнику [1, стр26, табл. 8]:

?н= 0,125

N?1,N?2 - число циклов нагружения зубьев шестерни или колеса за весь срок службы передачи.

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

n= 105, мин-1

- время работы передачи за весь срок службы привода

= 11.000 часов.

с- число циклов нагружения 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 число циклов 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 lim bj 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 поверхностном упрочнении зубьев

0,75? Z Nj?1.8

Принимаем Z N1=1.2

==2.1

Принимаем Z N1=1,8

Найдем допускаемые контактные напряжения:

2.2 Допускаемые предельные контактные напряжения.

Согласно источнику [1, стр27,табл.9]:

?HP max=44* H HRC

?HP max=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

? F lim b j- предел выносливости шестерни или колеса при изгибе

? F lim b 1=680МПа

? F lim b 2= 680МПа

S F min 1,2- минимальный коэффициент запаса прочности

Согласно источнику [1, стр28]:

S F min 1,2=1,7

Y Nj- коэффициент долговечности, вычисляется по формуле

Y Nj

где N F lim- базовое число циклов напряжений изгиба согласно источнику[1, стр28]:

N F lim=4*106

Для зубчатых колес с твердостью поверхности зубьев Н?350НВ q F=6

N FEj - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса .

N FEj=?F*N?j j=1,2

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

?F=0,038

Тогда

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

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

Вычислим коэффициент долговечности:

Y N1=1,3

Y N2=1,5

YA- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубьях

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

YA=1

Допускаемые напряжения :

МПа

МПа

2.4 Допускаемые напряжения изгиба при действии кратковременной максимальной нагрузки.

где ? FSt - предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

? FSt= 2000МПа

S FSt min- минимальный коэффициент запаса прочности пери расчете максимальной нагрузки, вычисляется по зависимости:

S FSt min= YZ*SY

Где YZ -коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатого колеса , выбираемый согласно источнику [1, стр31, табл. 13]:

YZ=1

SY- коэффициент, зависящий от вероятности неразрушения зубчатого колеса, выбирается согласно источнику [1, стр31]:

SY=1,75

S FSt min=1*1,75=1,75

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

Yх=1,025

=1171 МПа

3.Расчет закрытых цилиндрических передач.

3.1.1 Геометрический расчет тихоходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d 1= d w= ,

mn- модуль зацепления

mn=2,250

?-угол наклона зубьев

cos? =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

cos? =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 Геометрический расчет быстроходной передачи.

а)шестерня

-делительный диаметр :

d 1= d w= ,

mn- модуль зацепления

mn=1,250

?-угол наклона зубьев

cos? =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

cos? = 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 расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи.

3.2.1.Окружная скорость в зацеплении

где d1 -делительный диаметр шестерни

d1=45,570мм

nj-частота вращения вала шестерни, мин -1

n1=309,75

3.2.2 Выбор степени точности передачи.

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

3.2.3Коэффициент перекрытия

??- коэффициент торцевого перекрытия

??= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos ?,

Так как зацепление внешнее - знак «+»

??=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6

??- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b2= bW=28

mn=2,250

??- суммарный коэффициент перекрытия

??= ??+ ??

??=1,6+0,626=2,2

3.2.4Коэффициент KH?, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления.

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

KH?=1,08

3.2.5Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

Где Т1- вращающий момент на шестерне

W HV - удельная окружная динамическая сила, Н/мм

W HV =?н*g 0*V*

Где ?н- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику

[1, стр42,табл. 16]:

?н=0,004МПа

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

g 0=56

W HV =0,004*56*0,739*

3.2.6 Удельная расчетная окружная силаН/мм

3.2.7 Коэффициент Z ?, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия ??‹1

Z ?=

Z ?=

3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа

?н= Z H* Z E Z ?*

где Z H- коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления, определяется согласно источнику

[1, стр45,рис.13]:

Z H=2,47

Z E- коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес , для стальных колес

Z E=190

? HP- допускаемое контактное напряжение

?н= 2,47*190*0,83 *МПа

? HP=0,45*( ? HP1+ ? HP2)

? HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

?н? ? HP : 973,8?1281,15

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

3.3.1 Коэффициент K F?,учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость

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

K F?=1,19

3.3.2 Коэффициент K F?, учитывающий распределение нагрузки между зубьями .При расчетах на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность , т.е.

K F?= K Н?=1,08

3.3.3 Коэффициент, учитывающий динамическую, возникающую в зацеплении.

W FV- удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб,Н/м

W FV=?F*g 0*V*

?F- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля зубьев,Н/м Согласно источнику[1, стр42,табл.16]:

?F=0,006

W FV =0,006*56*0,739*

3.3.4Удельная расчетная окружная сила

3.3.5 Коэффициент Y FS, учитывающий форму зуба и концентрацию 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 ??=0,6 ‹1: Y?= 0.2+0,8/ ??

Y?= 0.2+0,8/ 1,6=0,7

3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Y?=1- ??*?/1200?0,7

Y?=1- 0,6*9,069/1200=0,955?0,7

3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

?F= Z FS1* Z?1* Z ?1*? ?FP

Обычно расчет проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса:

?F= 4,09* 0,7* 0,955*? ?FP

372,83?520

3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

?нmax= ?н* ?нPmax

Tmax =?1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе

TH

?1= 1,25…1,35

Принимаем ?1=1,3

?нmax= 973,8* МПа

?нPmax =2.420МПа

?нmax? ?нPmax

1.110,3?2.420

3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

?Fmax= Tmax ? ?FPmax

TH

?F=372.83

Tmax =1.3

TH

?FPmax=1.171МПа

?Fmax= 372,83*1,3=484,68МПа

?Fmax? ?FPmax

484,68?1.171

3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft1=

Ft1=

-радиальная сила

Fr= Ft*tg ?W/ cos?

Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н

- осевая сила

Fа= Ft* tg?

Fа1=4.879*0,16=780,6Н

3.7 Силы в зацеплении быстроходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft2=

Ft1=

-радиальная сила

Fr2= Ft2*tg ?W/ cos?

Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н

- осевая сила

Fа2= Ft2* tg?

Fа2=19664*0,159 = 3126 Н

4. Выбор смазки.

Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.

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

Для быстроходной передачи при скорости V=2,32 и напряжении ?Н=973,8 рекомендуется вязкость 50 мм2/с.

Выбираю среднее значение кинетической вязкости 55 мм2/с.Этой вязкости соответствует марка масла, согласно источнику [1, стр97,табл.37] И50А(индустриальное)

Литература

1 Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.-Челябинск: ЧГТУ, 1995.-102с.

2 Дунаев П.Ф. , Леликов О.П.Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 1978.-352с.

3 Проектирование механических передач: 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 деталям машин.-Челябинск: ЧГТУ, 1991.-41с