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   η – общий КПД привода,

η =η1·η2;

   η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=0,97;

        η2– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η2=0,97;

Согласно [1, стр8 табл.1]

η = 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·ί,

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

       ί – передаточное отношение привода.

ί =ί1·ί2

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

ί1=3…6

ί2=3…6.

ί =(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;

         η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=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;

     η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=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;

        η1– КПД закрытой зубчатой цилиндрической передачи, η1=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   σHlim b1,σHlim b2- пределы контактной выносливости поверхностей          зубьев шестерни и колеса;

σHlim 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]:

ψbd=0,3…0,6

Принимаем ψbd2=0,6

1.10 Коэффициент K Hβ.

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

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

K Hβ2=1,12

1.11 Исходные данные для расчета на ЭВМ.

       ί – передаточное отношение привода

       ί=13,43

Т1-вращающий момент на тихоходном валу

Т1= 318,3 Н*м

- допускаемое контактное напряжение в быстроходных и тихоходных передачах.

=949МПа

ψbd2- коэффициент ширины зубчатого венца

ψbd2=0,6

K Hβ2- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки

K Hβ2=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=μн*N∑1,

N HE2=μн*N∑2.

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

        μн= 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]:

σHP max=44* H HRC

σHP max=44*55=2420МПа.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зуба на выносливость по изгибу.

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

 σ F lim b 1=680МПа

 σ 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=μF*N∑j  j=1,2

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

μF=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 σ FSt – предельное напряжение изгиба при максимальной нагрузке МПа, принимаем согласно источнику [1, стр30, табл. 12]:

 σ 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

β-угол наклона зубьев

cosβ =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

cosβ =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

β-угол наклона зубьев

cosβ =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

cosβ = 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

εα- коэффициент торцевого перекрытия

εα= [1.88-3.2*(1/Z1±1/Z2)]cos β,

Так как зацепление внешнее – знак «+»

εα=[1,88-3,2(1/20+1/59)]*0,987=1,6

εβ- коэффициент осевого перекрытия

-рабочая ширина зубчатых венцов

b2= bW=28

mn=2,250

εγ- суммарный коэффициент перекрытия

εγ= εα+ εβ

εγ=1,6+0,626=2,2

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

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

KHα=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 =σн*g 0*V*

Где σн- коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и

модификации профиля зубьев, выбирается согласно источнику 

[1, стр42,табл. 16]:

σн=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 ε, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Для косозубых передач с коэффициентом осевого перекрытия εβ‹1

Z ε=

Z ε=

3.2.8 Расчетное контактное напряжение , МПа

σн= Z H* Z E Z ε*

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

σ HP- допускаемое контактное напряжение

σн= 2,47*190*0,83 *МПа

σ HP=0,45*( σ HP1+ σ HP2)

σ HP=0,45*(1139+1708)=1281,15МПа

σн≤ σ HP : 973,8≤1281,15

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

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

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

K Fβ=1,19

3.3.2 Коэффициент K Fα, 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 Fα= K Нα=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=σF*g 0*V*

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

σF=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 εβ=0,6 ‹1: Yε= 0.2+0,8/ εα

Yε= 0.2+0,8/ 1,6=0,7

3.3.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Yβ=1- εβ*β/1200≥0,7

Yβ=1- 0,6*9,069/1200=0,955≥0,7

3.3.8Расчетное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба:

σF= Z FS1* Zβ1*  Z ε1*≤ σFP

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

σF= 4,09* 0,7*  0,955*≤ σFP

372,83≤520

3.4 Расчет зубчатой передачи на контактную прочность при действии максимальной нагрузки

σнmax= σн* σнPmax

Tmax  =β1-кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе

TH

β1= 1,25…1,35

Принимаем β1=1,3

σнmax= 973,8* МПа

σнPmax =2.420МПа

σнmax≤ σнPmax

1.110,3≤2.420

3.5 Расчет зубчатой передачи на прочность при изгибе максимальной нагрузкой.

σFmax= Tmax   ≤ σFPmax

TH

σF=372.83

Tmax =1.3 

TH

σFPmax=1.171МПа

σFmax= 372,83*1,3=484,68МПа

σFmax≤ σFPmax

484,68≤1.171

3.6 Силы в зацеплении тихоходной цилиндрической зубчатой передачи.

-окружная сила:

Ft1=

Ft1=

-радиальная сила

Fr= Ft*tg αW/ cosβ

Fr1=4.879*0,6/0,987=1.779 Н

- осевая сила

Fа= Ft* tgβ

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 αW/ cosβ

Fr2=19664*0,36/0,965=7336 Н

- осевая сила

Fа2= Ft2* tgβ

Fа2=19664*0,159 = 3126 Н

4. Выбор смазки.

Выбор кинематической вязкости масла для передач зацеплением.

 При  контактном напряжении σН=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 σН=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