Проект привода цепного конвейера

Проект привода цепного конвейера

Содержание

Вступление

1. Кинетический и силовой расчёт привода

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор двигателя

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

2. Расчет клиноременной передачи

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

2.2 Механический расчет

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

3.3 Определение геометрических параметров

3.4 Проверочный расчет передачи

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

4.3 Определение геометрических параметров

4.4 Проверочный расчет передачи

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

5. Условный расчет валов

5.1 Определение диаметров входного вала редуктора

6. Определение конструктивных размеров зубчатых колес

6.1 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи I ступени

6.2 Размеры зубчатых колес цилиндрической передачи II ступени

6.3 Определяем размеры цилиндрического колеса (рис.6.1.)

6.4 Определение диаметров выходного вала

7. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора

7.1 Определение конструктивных размеров корпуса и крышки редуктора, согласно табл. 4.2, 4.3, [1]

7.2 Размеры необходимые для черчения

8. Выбор шпонок и их проверочный расчет

9. Расчёт промежуточного вала редуктора на статическую способность и долговечность

9.1 Расчет вала на несущую способность

9.2 Расчет вала на прочность

10. Расчет подшипников качения

10.1 Определение реакции в опорах

10.2 Определение коэффициентов

10.3 Определение эквивалентной нагрузки

10.4 Определяем долговечность подшипников

10.5 Выбор муфты

10.6 Проверочный расчёт зубчатой муфты

11. Выбор и проверочный расчёт опор скольжения

Литература

Вступление

Развитие народного хозяйства Украины тесно связано с развитием машиностроения, так как материальная мощность современной страны базируется на технике - машинах, механизмах, аппаратах, приводах, которые выполняют разную полезную работу. В наше время нет ни одной области народного хозяйства, где бы не применялись машины и механизмы в широких масштабах. Благодаря этому осуществляется комплексная механизация в промышленности, в сельском хозяйстве, в строительстве, на транспорте. Это заставляет уделять большое внимание при проектировании и усовершенствования конструкций современных машин и механизмов. Машины и механизмы, которые проектируются, должны иметь высокие эксплуатационные показатели, не большое количество энергии и эксплуатационных материалов, должны быть экономичными, как в процессе производства, так и в процессе эксплуатации, удобными и безопасными в обслуживании.

1. Кинетический и силовой расчёт привода

Согласно техническому заданию на курсовой проект по дисциплине «Детали машин» необходимо спроектировать привод цепного конвейера, который состоит из двигателя, клиноременной передачи, двухступенчатого цилиндрического ора и муфты. При проектировании деталей привода использованы современные критерии оценки их работоспособности - прочность, жесткость и износостойкость. Кинематический и силовой расчеты привода

1.1 Кинематическая схема привода

Рис 1.1

Таблица 1.1

Исходные данные для кинематического и силового расчета привода

1.2 Выбор двигателя

Работа над курсовым проектом по дисциплине «Детали машин» подготавливает студентов к решению более сложных задач общетехнического характера в своей дальнейшей практической деятельности.

Определяем необходимое усилие на валу 1 двигателя, кВт,

кВт

где N5 - усилие на приводном валу 5, кВт, зобщ - общий кпд.

кВт,

зобщ = з12з23 з34 з45 = 0,95? 0,95? 0,96? 0,98 = 0,85,

где з12= зкр=0,95 - кпд между 1 и 2 валами; з23= зцп? з кр =0,96?0,99=0,95 - кпд между 2 и 3 валами; з34=зцп? зоп =0,97?0,99=0,96 - кпд между 3 и 4 валами; з45= зм? зоп зоп=1?0,99?0,99=0,98 - кпд между 4 и 5 валами.

Средние значения кпд принимаем из [1], табл. 1.1

зкр =0,95-кпд клиноременной передачи;

зцп =0,97-кпд цилиндрической передачи;

зоп=0,99-кпд в опорах;

зм=1,0-кпд муфты.

Принято, что валы привода установлены на подшипниках качения.

Определяем угловую скорость и частоту вращения вала электродвигателя.

рад/с

где рад/с - угловая скорость на 5 валу

где

- общее передаточное отношение привода.

,

Средние значения ориентировочных передаточных чисел принимаем из [2], табл. 5.5, с 74.

- ориентировочное передаточное число клиноременной передачи; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи I ступени; - ориентировочное передаточное число цилиндрической передачи II ступени; - ориентировочное передаточное число муфты.

Определяем частоту вращения вала 1

об/мин.

Выбираем электродвигатель исходя из условий .

Из [3], табл.2.4, с.23, выбираем электродвигатель 4АН180М6, кВт об/мин и для дальнейших расчётов выполняем переход от к 

рад/с

1.3 Общее передаточное число и разбиение его по степеням

Определяем действительное общее передаточное число привода при выбранном двигателе.

Проводим разбиение по степеням.

Принимаем ; ; .

Тогда

1.4 Силовые и кинематические параметры привода

Определяем мощности на валах:

кВт ; кВт ;

кВт ; кВт;

кВт (див.розд.1.2.1.)

Определяем угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с;

рад/с.

Определяем крутящие моменты на валах:

Нм; Нм;

Нм; Нм;

Нм.

Результаты расчётов сводятся в табл.1.2 и являются исходными данными для всех следующих расчётов.

Таблица 1.2

Результаты кинетического и силового расчётов привода

2. Расчет клиноременной передачи

Схема клиноременной передачи

Рис 2.1

2.1 Исходные данные для расчёта передачи

Таблица 2.1

Исходные данные для расчета передачи

2.2 Механический расчет

Сечение ремня по табл. 5.6 ([8], с. 69)

Рис 2.2 

При заданном значении М принимаем сечение ремня (В).

Диаметр меньшего шкива

Минимально допустимый диаметр шкива dmin= 63 мм.

Для повышения коэффициента полезного действия передачи, увеличения долговечности и тяговой способности ремней, уменьшение числа ремней принимаем d1=100 мм.

Диаметр большего шкива: d2=d1?iкл =100•2,98=298

Скорость ремня: ;

где v - скорость ремня, м/с.

Частота вращения ведомого вала ;

где n2 - частота вращения ведомого вала, об/мин.; - коэффициент скольжения; принимаем = 0,01

об/мин.

Ориентировочное межосевое расстояние

Принимаем a0=400 мм.

Длина ремня

;

где L - длина ремня, мм;

;

;

мм.

В соответствии с ГОСТ 1284.1-80 принимаем L = 1600 мм.

Окончательное межосевое расстояние

;

мм.

Принимаем a = 500 мм.

Наименьшее расстояние, необходимое для надевания ремня

aнаим = a- 0,01L;

aнаим = 500-0,01·1600 = 484 мм.

Наибольшее расстояние, необходимое для компенсации вытяжки ремня

aнаиб = a- 0,025L;

aнаиб = 500-0,025·1600 = 460 мм.

Коэффициент динамичности и режима работы

ср = 1,1

Угол обхвата

;

где - угол обхвата, є;

По табл. 5.7 ( 5, с.71) величина окружного усилия р0 , передаваемого одним ремнем р0=124 Н (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

[р]=р0ЧСбЧСLЧCР,

где Сб=1-0,003(180-б1)=1- 0,003(180-156,24)=0,93

Коэффициент, учитывающий длину ремня

, так как расчетная длина L=1600=L0

Коэффициент режима работы Ср=1, следовательно

[р]=824•0,93=757

где р0 =814 ( по табл. 5,7 [8], с. 71 )

Окружное усилие

Н

Расчетное число ремней ; .

Принимаем Z = 4

3. Расчет цилиндрической 3.1. Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.3.1.

Исходные данные для расчета передачи Таблица 3.1.

3.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш = НВк + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50, для колеса - сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 3.2

Материалы зубчатых колес.

Допустимые контактные напряжения:

,

где уНlim - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0 = 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уНlim b = 2 НВ +70):

уНlim bш = 2·180+70=430МПа, уНlim bк =2· 154 + 70=378 МПа;

NН0ш = 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;

SН - коэффициент безопасности (запас прочности), учитывается от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];

КНL - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NУ·КНЕ); КНЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.

NУ - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где Lh -время службы передачи, для односменной работы Lh=1·104 час.

, .

NУш · КНЕ =1,96 · 108 · 0,06 = 1,17 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,

NУк · КНЕ = 0,49 · 108 · 0,06 =2,9 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.

Так как в обоих случаях NН0 >NУ · КНЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где уFlimb - граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уFlimb = НВ + 260):

уFlimbш = 180 +260 = 440МПа, уFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

SF - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8, KFL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NУ KFЕ); KFЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.

NУm· KFЕ = 1,05·108·0,02 = 2,1·106 < NF0 = 4·106,

NУк · KFЕ = 0,26·108·0,02 = 0,52·106 < NF0 = 4·106.

Так как в обоих случаях NF0 > NУ KFЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

; .

KFC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КНL - 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[уН]max = 2,8 уТ.

[уН]max ш = 2,8·380 = 1064 МПа, [уН]max к =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[уF]max = 0,8 уТ.

[уF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [уF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

3.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где Ка - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

шba = 0,45; и = ид34 = 4;

КНв - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от шbd = 0,5 шba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНв = 1,046; [уН] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

где в - угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;

Zш - число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;

Zш - число зубьев колеса, Zк = Zши = 20·4 = 80 .

Согласно [6], табл.1.3, принимаем mп = 5 мм.

- ширина: bк = шdа аw = 0,45 · 266 = 119,7 мм. Принимаем bк = 120 мм.

3.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость.

где ZН - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН = 1,75, [6];

ZМ = 275 · 103 Па1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

ZЕ - коэффициент суммарной длинны контактный линий спряженных зубьев: для косозубых - ZЕ = 0,8, [6];

КН = КНа КН в КНV - коэффициент нагрузки : КНа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями из [6], табл. 1.4, КН а = 1,15; КН в = 1,046, см. разд.3.3.1, КНV - коэффициент динамической нагрузки, из [6], табл. 1.4, при

; КHV=1.02; КН=1,15•1,046•1,02=1,22.

Так как уН = 363 находится в пределах (0,9…1,0)[уН], то расчет можем считать завершенным: .

Расчет на контактную прочность.

,

где Кп=2,2, [уН]max - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых максимальных контактных напряжений, МПа

Условие выполняется.

расчет на усталость при изгибе.

Определяем отдельно для шестерни и колеса по формуле

,

где - YF - коэффициент формы зуба, из [6], табл. 1.7, по эквивалентному числу зубьев ZV , для косозубой передачи: , YFш =3,92; ,YFк = 3,6.

YE - коэффициент перекрытия зубьев, согласно [6] принимаем YE =1,0.

Yв - коэффициент наклона зубьев, согласно [6] для косозубых передач принимается:

КF = КFа К Fв КFV- коэффициент нагрузки: КFа - коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубых - КFа =1,0, [6], табл. 1,8; К Fв -коэффициент

Геометрические размеры цилиндрической зубчатой передачи

Рис 3.2.

Геометрический расчет передачи (см. рис. 3.2).

Межосевое расстояние

Принимаем аw = 266 мм.

Уточняем угол наклона зубьев

Размеры шестерни:

- делительный диаметр:

- диаметр вершин зубьев: dаш = dш + 2mn = 106,4+ 2 · 5= 116,4мм;

- диаметр впадин: dѓш = dш - 2,5mn = 106,4 - 2,5 · 5= 93,9мм;

- ширина: bш = bк + 5 мм = 120 + 5 = 125 мм.

Размеры колеса:

-делительный диаметр

- диаметр вершин зубьев: dак = dк + 2mn = 425,5 +2 · 5 = 696 мм;

- диаметр впадин: dѓк = dк - 2,5mn = 425,5 - 2,5 · 5 = 413 мм;

распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от шba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fв = 1,09; КFV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при КFV = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

уF maх = уF Кп ? [уF]maxґ

где Кп - коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп =2,2.

уF maх ш= 114 · 2,2 = 250,8 МПа ? [уF]max ш = 304 МПа,

уF maх к = 92 · 2,2 = 202,4 МПа ? [уF]max к = 272 МПа.

Условия выполняются.

3.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgв = 8651· tg 19,95 0 = 3139 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.3.3.

4. Расчёт цилиндрической косозубой передачи || ступени

4.1 Кинематическая схема передачи и исходные данные для расчета

Кинематическая схема передачи

Рис.4.1.

Исходные данные.

Таблица 4.1.

Исходные данные для расчета передачи

4.2 Выбор материала и определение допустимых напряжений

Материалы зубчатых колес.

Для уравновешивания долговечности шестерни и колеса, уменьшения вероятности заедания и лучшей приработки твердость зубьев шестерни необходимо выбирать большей, чем твердость колеса: НВш = НВк + (20…50).

Так как к габаритам передачи не накладываются жесткие условия, то для изготовления зубчатых колес, из [6], принимаем материалы для шестерни - сталь 50, для колеса - сталь 40. Параметры материалов зубчатых колес сводим в таблицу 3.2.

Таблица 4.2.

Материалы зубчатых колес

Допустимые контактные напряжения:

,

где уНlim - граница контактной долговечности поверхности зубцов, соответствует базовому числу циклов изменения напряжений NН0 = 30 НВ2,4, (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уНlim b = 2 НВ +70):

уНlim bш = 2·180+70=430МПа, уНlim bк =2· 154 + 70=378 МПа;

NН0ш = 30·1802,4 = 7,76·106, NН0к = 30 · 1542,4 = 5,3·106;

KFL - коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется соотношением NF0 и (NУ KFЕ); KFЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем KFЕ = 0,02.

NУm· KFЕ = 1,05·108·0,02 = 2,1·106 < NF0 = 4·106,

NУк · KFЕ = 0,26·108·0,02 = 0,52·106 < NF0 = 4·106.

Так как в обоих случаях NF0 > NУ KFЕ, то согласно [ ], коэффициент долговечности:

;

.

KFC - коэффициент реверсивности нагрузки, для нереверсивной передачи КНL - 1,0, [6].

;

Допустимые максимальные контактные напряжения.

[уН]max = 2,8 уТ.

[уН]max ш = 2,8·380 = 1064 МПа, [уН]max к =2,8·340=952 МПа.

Допустимые максимальные напряжения на изгиб.

[уF]max = 0,8 уТ.

[уF]maxш = 0,8·380 = 304 МПа., [уF]maxк = 0,8·340 = 272 МПа.

4.3 Определение геометрических параметров

Межосевое расстояние.

Из условий контактной усталости поверхности зубьев:

,

где Ка - коэффициент межосевого расстояния, из [6], для косозубых передач Ка = 4300 Па1/3; - коэффициент ширины зубчатого венца по межосевому расстоянию, из [6], для косозубой передачи принимаем

шba = 0,45; и = ид34 = 4;

КНв - коэффициент распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл.1.2, в зависимости от шbd = 0,5 шba (и+1) = 0,5 · 0,45 · (4+1) = 1,13, для косозубой передачи КНв = 1,046; [уН] - наименьшее из двух значений (шестерни и колеса) допустимых контактных напряжений, МПа.

,

Определение модуля.

Первоначальное значение расчетного модуля зубьев определяется

SН - коэффициент безопасности (запас прочности ), зависит от термообработки и характера нагрузок, принимаем SН = 1,1, [6];

КНL - Коэффициент долговечности, который учитывает время службы и режим нагрузок передачи, определяется из соотношения NН0 и дополнения (NУ·КНЕ); КНЕ - коэффициент интенсивности режима нагрузки, из [6], табл. 1.1, для легкого режима принимаем КНЕ = 0,06.

NУ - суммарное число циклов нагрузки зубьев за все время службы передачи:

,

где Lh -время службы передачи, для односменной работы Lh=1·10 4 час.

, .

NУш · КНЕ =0,49 · 108 · 0,06 = 2,94 · 106 < NН0ш = 7,76 · 106,

NУк · КНЕ = 0,12 · 108 · 0,06 = 0,72 · 106 < NН0ш = 5,3 ·106.

Так как в обоих случаях NН0 >NУ · КНЕ , то коэффициент долговечности

,

.

Мпа; МПа

Допустимые напряжения на изгиб.

,

где уFlimb - граница выносливости поверхности зубцов при изгибе, соответствует базовому числу циклов смены напряжений NFо = 4 · 106, [6], (при твердости поверхности зубьев ?350 НВ, уFlimb = НВ + 260):

уFlimbш = 180 +260 = 440МПа, уFlimbк = 154 + 260 = 414 МПа;

SF - коэффициент безопасности (запас прочности), из [2], принимаем SF = 1,8,

где в - угол наклона зубьев, для косозубой передачи в = 20°;

Zш - число зубьев шестерни, согласно [6] принимаем Zш = 20;

Zш - число зубьев колеса, Zк = Zши = 20·4 = 80 .

Согласно [6], табл.1.3, принимаем mп = 8,0 мм.

- ширина: bк = шdа аw = 0,45 · 425 = 191,25 мм. Принимаем bк = 220 мм.

4.4 Проверочный расчет передачи

Расчет на контактную усталость. распределения нагрузки по ширине венца зубчатого колеса, из [6], табл. 1.9, в зависимости от шba = 1, 13 (см. разд. 3.3.1.) для косозубой передачи К Fв = 1,09; КFV- коэффициент динамической нагрузки, выбирается из табл. 1.10, [6], при н = 1,77 м/с, КFV = 1,05; КF = 1,00 · 1,09 · 1,05 = 1,14.

Условия выполняются.

Расчет на прочность при изгибе.

Выполняется отдельно для шестерни и колеса при действии кратковременных максимальных нагрузок (в период пуска двигателя).

уF maх = уF Кп ? [уF]maxґ

где Кп - коэффициент перегрузки, из [2], табл. 1, с. 249 - Кп =2,0.

уF maх ш= 103 · 2,2 = 226,6 МПа ? [уF]max ш = 304 МПа,

уF maх к = 84 · 2,2 = 184,8 МПа ? [уF]max к = 272 МПа.

Условия выполняются.

4.5 Определение сил в зацеплении (см. рис. 3.3)

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила Fаш = Fак = Ftк tgв = 20470 · tg20° = 7450 Н

Схема сил в зацеплении

Рис.4.3.

где ZН - коэффициент, учитывающий форму спряженных поверхностей зубьев: для косозубых - ZН = 1,75, [6];

ZМ = 275 · 103 Па1/2 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов зубчатых колес, [6];

Страницы: 1, 2