Курсовий проект 1 страница

з основи конструювання

на тему: «Привід стрічкового конвеєра»

Виконав: студент групи 1217ст

Павленко Д. С.

Перевірила: к.п.н., доцент

Андрєєва Н. Б.

Херсон 2014

Министерство образования и науки Украины

Национальный университет кораблестроения

имени адмирала Макарова

Херсонский филиал

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине "Основы конструирования"

"Привод ленточного конвейера"

Выполнил: студент гр.1217ст Павленко Д.С.

Проверила: к.п.н., доцент Андреева Н.Б.

Херсон 2014

СОДЕРЖАНИЕ

Введение …………………………………………………………………3

Техническое задание ……………………………………………………4

1. Определение ресурса приводного устройства………………………5

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода ………………. 6

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение

допускаемых контактных и изгибных напряжений…………….......... 10

4. Расчет закрытой передачи……………………………………………13

5. Расчет открытой передачи……………………………………………20

6. Нагрузки валов редуктора……………………………………………24

7. Проектный расчет валов. Эскизная компоновка редуктора……......25

8. Выбор муфты………………………………………………………... 30

Список используемой литературы…………………………………….. 32

ВВЕДЕНИЕ

В данной работе производится расчет привода ленточного конвейера.

Основными требованиями, предъявляемыми к машине, являются: высокая производительность, надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитываются в процессе проектирования и конструирования.

В ходе работы над проектом делается анализ назначения и условий, в которых находится каждая проектируемая деталь и выбирается более рациональное конструктивное решение с учетом монтажных, эксплуатационных и экономических требований. При проектировании производятся кинематические расчеты, определяются силы, действующие на звенья, производятся расчеты конструкций на прочность, решаются вопросы, связанные с выбором материала и наиболее технологичных форм деталей. Так же продумывается вопрос сборки и разборки узлов и машины в целом.

Вся работа выполняется в соответствии с действующими стандартами и нормами.

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Схема привода

Элементы схемы:

1 – электродвигатель; 2 – плоскоременная передача;

3 – одноступенчатый редуктор с цилиндрический прямозубой передачей; 4 – упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь; I, II, III, IV – валы

Исходные данные:

№ п/п	Наименование параметра	Обоз­начение	Единицы измерения	Числовое значение
1.	Тяговая сила цепи	F	кН	4,2
2.	Скорость тяговой цепи	V	м/с	0,55
3.	Шаг тяговой цепи	p	мм
4.	Число зубьев звездочки	z	-
5.	Срок службы привода	Lr	лет

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕСУРСА ПРИВОДНОГО УСТРОЙСТВА

1.1. Определяем ресурс привода, ч,

L_h = 365´ L_r ´ t _c´ L _c,

где L_r – срок службы привода, лет; принимается согласно заданию;

t _c – продолжительность смены; t _c = 8 ч;

L _c – число смен в сутки; L _c = 2.

L_h = 365´5´8´2 = 29200 ч.

1.2. Принимаем время простоя машинного агрегата 15 % ресурса, тогда

L_h = 29200´(1 – 0,15) = 24820 ч.

1.3. Результаты выполнения раздела

Место установки привода	Lr, лет	t c, ч	L c	Lh, ч	Характер нагрузки	Режим работы
общепро­мышленное					умеренные колебания	нереверсивный

2. ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ ПРИВОДА

2.1. Определение мощности и частоты вращения двигателя

2.1.1. Определяем требуемую мощность на ведущих звездочках конвейера

Р _рм = F ´ V = 4,2´0,55 = 2,31 кВт.

2.1.2. Определяем общий КПД привода

h = h_зп´h_оп´h_м´(h_пк)²´(h_пс)²,

где согласно [1; табл. 1.1, с. 6]:

h_зп = 0,96 – КПД закрытой передачи (редуктор с цилиндрическими прямозубыми колесами);

h_оп = 0,94 – КПД открытой передачи (ременная передача);

h_м = 0,98 – КПД муфты;

h_пк = 0,99 – КПД подшипников качения (одна пара);

h_пс = 0,98 – КПД подшипников скольжения.

h = 0,96´0,94´0,98´0,99²´0,98² = 0,83.

2.1.3. Определяем требуемую мощность электродвигателя

2.1.4. По [1; табл. 24.9, с. 417] выбираем электродвигатель с ближайшей большей мощностью. Он имеет следующие характеристики:

- мощность Р _ном = 3 кВт;

- марка АИР 112МВ8;

- синхронная частота вращения двигателя n _c = 750 мин^-1;

- номинальная (асинхронная) частота вращения двигателя n _ном = 709 мин^-1.

2.2. Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.2.1. Определяем частоту вращения вала ведущих звездочек конвейера, мин^-1,

,

где V – скорость тяговой цепи, м/с;

p – шаг тяговой цепи, мм;

z – число зубьев звездочки.

2.2.2. Определяем передаточное число привода

2.2.3. По [1; табл. 1.2, с. 7] принимаем передаточное число закрытой передачи (с цилиндрическими прямозубыми колесами)

u _зп = 5,6.

2.2.4. Определяем передаточное число открытой передачи (ременная передача)

.

Проверяем это значение на соответствие [1; табл. 1.2, с. 7].

2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода

2.3.1. Мощность:

двигателя (вал I)

Р _ном = 3 кВт;

быстроходного вала редуктора (вал II)

Р ₁ = Р _ном´h_оп´h_пк = 3´0,94´0,99 = 2,79 кВт;

тихоходного вала редуктора (вал III)

Р ₂ = Р ₁´h_зп´h_пк = 2,79´0,96´0,99 = 2,65 кВт;

вала ведущих звездочек конвейера (вал IV)

Р _рм = Р ₂´h_м´(h_пс)² = 2,65´0,98´(0,98)² = 2,49 кВт.

2.3.2. Частота вращения:

вала двигателя (вал I)

n _ном = 709 мин^-1;

быстроходного вала редуктора (вал II)

;

тихоходного вала редуктора (вал III)

;

вала ведущих звездочек конвейера (вал IV)

n _рм = n ₂ = 42,3 мин^-1.

2.3.3. Угловая скорость:

вала двигателя (вал I)

;

быстроходного вала редуктора (вал II)

;

тихоходного вала редуктора (вал III)

;

вала ведущих звездочек конвейера (вал IV)

ω_рм = ω₂ = 4,43 с^-1.

2.3.4. Вращающий момент на:

валу двигателя (вал I)

;

быстроходном валу редуктора (вал II)

Т ₁ = Т _дв´ u _оп´h_оп´h_пк = 40,43´2,99´0,94´0,99 = 112,5 Н·м;

тихоходном валу редуктора (вал III)

Т ₂ = Т ₁´ u _зп´h_зп´h_пк = 112,5´5,6´0,96´0,99 = 598,75 Н·м;

валу ведущих звездочек конвейера (вал IV)

Т _рм = Т ₂´h_м´(h_пс)² = 598,75´0,98´(0,98)² = 563,5 Н·м.

2.4. Результаты выполнения раздела

Тип двигателя АИР 112МА8 Р ном = 2,2 кВт; n ном = 709 мин^-1
Параметр	Передача	Параметр	Вал
закрытая (редуктор)	откры­тая	двига­теля	редуктора	ведущих звездочек конвейера
Б	Т
Передаточ­ное число u	5,6	2,99	Расчетная мощность Р, кВт		2,79	2,65	2,49
Угловая скорость ω, с^-1	74,2	24,82	4,43	4,43
КПД h	0,96	0,94	Частота вращения n, мин^-1		236,3	42,2	42,2
Вращающий момент Т, Н·м	40,43	112,5	598,8	563,5

3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ И ИЗГИБНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

3.1. По [1; табл. 2.1, с. 11] выбираем материал шестерни и колеса цилиндрической зубчатой передачи – сталь 40ХН с такими характеристиками:

для шестерни:

термообработка – улучшение;

твердость поверхности – 48…53 НВ;

предел текучести – σ_т = 750 МПа;

предельные размеры заготовки D _пред = 200 мм и S _пред = 125 мм;

для зубчатого колеса:

термообработка – улучшение;

твердость поверхности – 45…50 НВ;

предел текучести – σ_т = 750 МПа;

предельные размеры заготовки D _пред = 125 мм и S _пред = 80 мм.

3.2. Средняя твердость поверхности:

для шестерни

НВ_ср = 0,5(НВ_min+НВ_max) = 0,5(48+53) = 50,5 НВ;

для зубчатого колеса

НВ_ср = 0,5(НВ_min+НВ_max) = 0,5(45+50) = 47,5 НВ.

3.3. Базовые числа циклов нагружений:

для шестерни:

- при расчете на контактную прочность [1; с. 13]

N_HG = 30НВ_ср^2,4 = 30´495^2,4 = 87,9·10⁶ ≤ 12·10⁷;

- при расчете на изгиб [1; с. 15]

N_FG = 4·10⁶;

для зубчатого колеса:

- при расчете на контактную прочность [1; с. 13]

N_HG = 30НВ_ср^2,4 = 30´460^2,4 = 73,7·10⁶ ≤ 12·10⁷;

- при расчете на изгиб [1; с. 15]

N_FG = 4·10⁶.

3.4. Действительные числа циклов перемены напряжений:

для шестерни

N ₁ = 60´ n ₁´ L_h = 60´236,3´24820 = 351,9·10⁶;

для зубчатого колеса

N ₂ = N ₁ / u _зп = 351,9·10⁶ / 5,6 = 62,84·10⁶.

3.5. Коэффициенты долговечности для шестерни и зубчатого колеса при расчете:

- по контактным напряжениям [1; с. 13]

при N ≥ N_HG Z_N = 1,0;

- на изгиб [1; с. 15]

при N ≥ N_FG Y_N = 1,0.

3.6. Для стали 40ХН и термообработки улучшением находим базовые значения допускаемых напряжений:

для шестерни:

- базовое допускаемое контактное напряжение (предел контактной выносливости) [1; табл. 2.2, с. 13]

[σ] _{Н lim} = 17НВ_ср+200 = 17´50,5+200 = 1060 МПа;

- базовое допускаемое напряжение изгиба (предел выносливости на изгиб) [1; табл. 2.3, с. 14]

[σ] _{F lim} = 700МПа;

для зубчатого колеса:

- базовое допускаемое контактное напряжение [1; табл. 2.2, с. 13]

[σ] _{Н lim} = 2НRC_ср+200 = 17´47.5+200 = 1008 МПа;

- базовое допускаемое напряжение изгиба [1; табл. 2.3, с. 14]

[σ] _{F lim} = 1,75´НВ_ср = 600 МПа.

3.7. Определяем допускаемые контактные напряжения:

для шестерни

[σ] _{Н 1} = [σ] _{Н lim}´ Z_N ´ Z_R ´ Z_v / S_H = 700´1,0´0,95´1,0 / 1,1 = 605 МПа;

для зубчатого колеса

[σ] _{Н 2} = [σ] _{Н lim}´ Z_N ´ Z_R ´ Z_v / S_H = 600´1,0´0,95´1,0 / 1,1 = 518 МПа,

где Z_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев; Z_R = 0,95 [1; с. 13, 14];

Z_v – коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости; при малых окружных скоростях (v до 5 м/с) Z_v = 1,0 [1; с. 14];

S_H – коэффициент запаса прочности; для зубчатых колес с однородной структурой материала (в том числе и улучшенных) S_H = 1,1 [1; с. 13].

3.8. Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни

[σ] _{F 1} = [σ] _{F lim}´ Y_N ´ Y_R ´ Y_A / S_F = 605´1,0´1,0´1,0 / 1,7 = 356 МПа;

для зубчатого колеса

[σ] _{F 2} = [σ] _{F lim}´ Y_N ´ Y_R ´ Y_A / S_F = 518´1,0´1,0´1,0 / 1,7 = 305 МПа,

где Y_R – коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями; при зубофрезеровании Y_R = 1,0 [1; с. 15];

Y_A – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса);при одностороннем приложении нагрузки (см. п. 1.3) Y_A = 1,0 [1; с. 15];

S_F – коэффициент запаса прочности; S_F = 1,7 [1; с. 15].

3.9. Результаты выполнения раздела

Элемент передачи	Марка мате­риала	D пред	Термо­обра­ботка	Средняя твер­дость НВср	Предел текучести σт	Допускаемые напряжения
контактное [σ] Н	изгиба [σ] F
S пред
МПа
Шестерня	сталь 40ХН		улуч­шение	50,5
Колесо	сталь 40ХН		улуч­шение	47,5

4. РАСЧЁТ ЗАКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1. Проектный расчёт

4.1.1. Определяем главный параметр – межосевое расстояние

а'_w = K (u _зп + 1) = 6´(5,6 + 1)´ = 107,65 мм,

где K – коэффициент, зависящий от поверхностной твердости зубьев шестерни и колеса; при H ₁ и H ₂ ≤ 45 НRC (см. п. 3.2) K = 6 [1; с. 17].

4.1.2. Определяем окружную скорость

4.1.3. Для прямозубой цилиндрической зубчатой передачи при окружной скорости зубчатых колес до 2 м/с назначаем 9 степень точности по ГОСТ 1643-81 [1; табл. 2.5, с. 17]

n _ст = 9.

4.1.4. Определяем коэффициент ширины венца; при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор

ψ _bа = 0,5 [1; с. 17];

4.1.5. Определяем коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

K_Н = K_Нv ´ K_{Н β}´ K_{Н α} = 1,06´1,02´1,06 = 1,15,

где K_Нv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; для принятой степени точности и твердости поверхности K_Нv = 1,06 [1; табл. 2.6, с. 17, 18];

K_{Н β} – коэффициент неравномерности (концентрации) распределения нагрузки по длине контактных линий

K_{Н β} = 1 + (K_{Н β}° – 1)´ K_Нw = 1 + (1,06 – 1)´0,26 = 1,02;

K_{Н β}° – коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы; для принятой схемы передачи, твердости поверхности зубьев колесаи коэффициента

ψ _bd = 0,5ψ _bа (u _зп + 1) = 0,5´0,5´(5,6 + 1) = 1,65

K_{Н β}° = 1,06 [1; табл. 2.7, с. 19];

K_Нw – коэффициент, учитывающий приработку зубьев; для найденной окружной скорости и принятой твердости поверхности зубьев колеса K_Нw = 0,26 [1; табл. 2.8, с. 19];

K_{Н α} – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления

K_{Н α} = 1 + (K_{Н α}° – 1)´ K_Нw = 1 + (1,24 – 1)´0,26 = 1,06;

K_{Н α}° – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления в начальный период работы; для прямозубых передач

K_{Н α}° = 1 + 0,06(n _ст – 5) = 1 + 0,06(9 – 5) = 1,24 ≤ 1,25.

4.1.6. Уточняем межосевое расстояние

а_w ≥ K_а (u _зп + 1) = 450´(5,6 + 1)´ = 165,23 мм,

где K_а – коэффициент межосевого расстояния; для прямозубых колес K_а = 450 [1; с. 17];

[σ] _Н – допускаемое напряжение, которое для цилиндрических передач с прямыми зубьями принимается меньшим из допускаемых напряжений шестерни [σ] _{Н 1} и колеса [σ] _{Н 2} .

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего числа по [1; табл. 24.1, с. 410]

а_w = 170 мм.

4.1.7. Определяем делительный диаметр колеса

мм.

4.1.8. Ширина венца колеса

мм.

Ширину колеса после вычисления округляют в ближайшую сторону до целого числа по [1; табл. 24.1, с. 410].

4.1.9. Определяем коэффициент нагрузки в расчете по напряжениям изгиба

K_F = K_Fv ´ K_{F β}´ K_{F α} = 1,08´1,05´1,24 = 1,41,

где K_Fv – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения; для принятой степени точности и твердости поверхности зубьев колеса K_Fv = 1,08 [1; табл. 2.9, с. 20];

K_{F β} – коэффициент неравномерности распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца

K_{F β} = 0,18 + 0,82 K_{Н β}° = 0,18 + 0,82´1,06 = 1,05;

K_{F α} – коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления зубчатых колес K_{F α} = K_{Н α}° = 1,24.

4.1.10. Определяем модуль зацепления (передачи) из условия прочности

мм,

где K_m – коэффициент модуля; для прямозубых колес K_m = 3400 [1; с. 20];

[σ] _F – допускаемое напряжение, которое принимается меньшим из допускаемых напряжений шестерни [σ] _{F 1} и колеса [σ] _{F 2} .

Полученное значение округляем до стандартного в большую сторону [1; с. 21]

m = 1,0 мм.

4.1.11. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса

,

где β_min – минимальный угол наклона зубьев; для прямозубых колес β_min = 0.

Полученное значение z _Σ округляем в меньшую сторону до целого числа

4.1.12. Определяем число зубьев шестерни

Значение z ₁ округляем в ближайшую сторону до целого числа.

4.1.13. Определяем число зубьев колеса

z ₂ = z _Σ – z ₁ = 340 – 52 = 288.

4.1.14. Определяем фактическое передаточное число u _ф и проверяем его отклонение от заданного; отклонение для одноступенчатых редукторов не должно превышать 3 %

;

4.1.15. Определяем фактические основные геометрические размеры передачи.

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр

d ₁ = m · z ₁ /cosβ = 1,0´52/cos0 = 52,00 мм;

диаметр окружности вершин зубьев

d_{a 1} = d ₁ + 2 m = 52,00 + 2´1,0 = 54,00 мм;

диаметр окружности впадин зубьев

d_{f 1} = d ₁ – 2,5 m = 52,00 – 2,5´1,0 = 49,50 мм;

ширина венца

b ₁ = b ₂·(b ₁ / b ₂) = 85,00´1,06 = 90 мм.

где (b ₁ / b ₂) – соотношение, принимаемое по [3; с. 18] в зависимости от величины b ₂ :

при b 2, мм…	до 30	Свыше 30 до 50	Свыше 50 до 80	Свыше 80 до 100
(b 1 / b 2)………	1,1	1,08	1,06	1,05

Полученное значение округляем до целого в ближайшую сторону

b ₁ = 90 мм.

Основные размеры зубчатого колеса:

делительный диаметр

d ₂ = m · z ₂ /cosβ = 1,0´288/cos0 = 288,00 мм;

d ₂ = 2 а_w – d ₁ = 2´170 – 52,00 = 288,00 мм;

диаметр окружности вершин зубьев

d_{a 2} = d ₂ + 2 m = 288,00 + 2´1,0 = 290,00 мм;

диаметр окружности впадин зубьев

d_{f 2} = d ₂ – 2,5 m = 288,00 – 2,5´1,0 = 285,5 мм.

Дата добавления: 2015-08-31