Розрахунок і проектування привода стрічковий конвеєра

 

Міністерство освіти і науки України

Запорізька державна інженерна академія

 

 

Кафедра МОі

 

Голова комісії
Проєкт прийнято          з оцінкою

 

                                       

                                       

 

Розрахункова – пояснювальна записка

 

до курсового проєкту

 

з дисципліни: «Деталі машин»

 

на тему «Розрахунок і проектування привода стрічковий конвеєра»

 

Варіант №6.8

 

Виконав:                                                                                    ст.гр. МБ-08-2д

                                                                                                      Платонова Н. В.

 

Номер залікової книжки: 080042

 

Дата здачі проекту:___________

 

Керівник:                                                                                 ас.Востоцький С. М.

 

Дата захисту:_______________

 

 

 

 

 

 

 

Запоріжжя,  2011р.

Содержание

1. Введение………………………………………………………………………………………………..…2
2. Выбор электродвигателя…………………………………………………………………….......3
3. Расчет быстроходной ступени……………………………………………………………......5
4. Расчет тихоходной ступени………………………………………………………………........7
5. Расчет цепной передачи…………………………………………………………………………11
6. Эскизная копановка………………………………………………………………………………..13
7. Расчет вала на прочеость и выносливость…………………………………………….15
8. Расчет опор на долговечность…………………………………………………………….…20
9. Список литературы.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Редуктором  называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненного в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение  редуктора – понижение угловой  скорости и соответственно повышение  вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом.

Редуктор  состоит из корпуса (литого, чугунного  или сварного стального), в котором  помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В  отдельных случаях в корпусе  редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри редуктора может быть установлен шестерёнчатый насос) или устройства охлаждения (например, змеевик с охлаждающей жидкостью).

Редуктора классифицируются по следующим признакам:

1. Типы передач (зубчатые, червячные, комбинированные);
2. Числу ступеней (одно- , двух- и многоступенчатые);
3. Типу зубчатых колёс (цилиндрические, конические, комбинированные);
4. Относительному расположению валов (горизонтальные, вертикальные, пересекающиеся, скрещивающиеся).

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 Привод с редуктором, тихоходная ступень которого  раздвоена (техническое задание №8  ).

 

   Выбор электродвигателя .

   Задано: вращающий момент на ведомой звёздочке Т_В= 5,55кН·м, частота её вращения n_В= 24 мин^-1.      

Мощность на выходном валу

Р_В =Т_В n_В/ 9,55=  5,55∙ 24/9.55=14 кВт.

Коэффициент полезного  действия

=0.95∙ 0.95∙ 0.97∙ 0.99∙ 0.99=0.858

где - соответственно КПД муфты, первой и второй ступеней редуктора, цепной передачи и пары подшипников вала звёздочки.

Принимаем [3 ,табл. П.1].

 Расчетная мощность электродвигателя

=14/0.858=16 кВт   

Выбираем [3 , табл. П.2] электродвигатель 4А160S2Y3 с параметрами: мощность , частота вращения , кратность пускового момента    , диаметр вала

 

Исходные данные

Передаточное отношение  привода

Передаточное число  редуктора

Расчетные передаточные числа ступеней редуктора:

          

3,55, u₂=2,8,

 

Мощность, частота вращения и  крутящий момент на валах привода:

первый вал (вал электродвигателя):

P₁=P_дη₁= 215∙ 0.95=14,25  кВт  n₁ =n_д =2940  мин ^–1

T₁=9550×P₁/n₁ =9550∙ 14,25/2940=46,28 Н×м

второй вал:

P₂=P_l×h₂= 14,25∙ 0.95=13,53   кВт,   n₂ = n_l/ u_l = 2940/3,55=828,16  мин ^–1

T₂=9550×P₂/n₂ = 9550∙ 13,53/828,16=156,02  Н×м

третий вал :

P₃=P₂×h₃= 13,53∙ 0.97=13,12кВт,  n₃ = n₂/ u₂ =828,16/2.80=295,77    мин ^–1

T₃=9550×P₃/n₃ = 9550∙ 13,12/295,77=423,62  Н×м

четвертый (выходной) вал:

P₄=P₃×h₄=13,12∙ 0.99=12,98  кВт, n₄ = n₃/ u₃ = 295.77/12=24,64    мин ^–1

T₄=9550×P₄/n₄ =9550∙ 12.98/24.64=5030,8  Н×м

 

Число циклов действия первой ступени нагрузки

N₁=60×n₁×D₁×L_h=60∙2940∙0.003∙20000=1058000

где D₁×= 0,003 – относительная продолжительность действия этой ступени;

L_h =    – срок службы привода.

 

Таким образом, номинальные моменты :

 

T_н1= 60,16 , T_н2=202,8 , T_н3=550,7, T_н4=6540,04 Н×м.

К=1,3 – коэффициент при ординате первой ступени нагрузки.

Кинематическая схема:

 

 

                                  

                                       Рис. 1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Быстроходная ступень – цилиндрическая передача с круговинтовым зацеплением М. Л. Новикова

Задано: крутящие моменты на валу шестерни T_H1=14.6 H×м, колеса T_H2= 54.2 H×м, частота вращения вала шестерни n₁= 356 мин ^-1, передаточное число u₁=4,          срок службы L_h= 16∙ 10³ ч , кратность пускового момента электродвигателя l = 2.1 .     

 

Выбор материалов:

	Материал Сталь	МПа		Твердость H	Термообработка
		GB	GT
Шестерня	40	687	392	192	Закалка 840-860
				228
Колесо	45	587	333	170	Нормализация 850-870
				217

 

 

 

Допускаемые контактные напряжения

       шестерня      [G_H]=  ((2H_c+70)/1.1) ∙1

 

                для шестерни

[G_H]₁ = 445   МПа;

     

                колеса                      

              [G_H]₂ = 415    МПа.

 

Допускаемые напряжения изгиба

[G_F] = G_F0 ×K_FC×K_FL/ S_F=515∙1∙1/1,75=259

где G_F0 – длительный предел выносливости при изгибе; S_F – коэффициент безопасности; K_FC – коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки;  K_FL – коэффициент долговечности :

 

для шестерни  G_F0= 515  [1, табл. 9.12], S_F = 1,75  [2, табл. 8.9] ,  K_FC =   1     [2, c.151],K_FL=   1  [2, c. 151]

[G_F]₁ = 294   МПа;

             

 колеса    G_F0 =  453   ,   S_F = 1,75   ,  K_FC = 1,  K_FL= 1           

 

[G_F]₂ = 259  МПа

 

Диаметр делительной  окружности шестерни

= мм,

где z₁ – число зубьев шестерни,  K_b - коэффициент, учитывающий контактирование зубьев; - целая часть коэффициента перекрытия;  b - угол наклона зубьев:                           

                          принимаем [2, c. 168…170] число зубьев шестерни

z₁ = 13 , b = 15  ,  e¢_b=1      при   e_b = 1,33  .

 

Модули 

нормальный  m¢=d¢₁∙cosb/z₁ =30,8∙0,966/13=2,3

Из конструкторских соображений  принимаем m¢=2,25 [2, табл. 8.1]           

торцевой       m _t=m/cosb=2,25/cos15=2,33

Число зубьев колеса

 z₂=z₁∙u₁=15∙3,55=46,15

                   принимаем   z ₂= 46 .

Фактическое передаточное число

 u_1ф =z₂/z₁=46/15=3,5

 

Основные размеры, мм:

                  колеса              

d₂=m_t×z₂=2,33∙46=107 мм.

d_а2=d₂+1,8×m=107+1.8∙2,25=111 мм.

d_{f 2}=d₂–2,1×m=107-2.1∙2,25=102,3 мм.

b¢₂= b_W =p×m×e_b/sinb=3.14∙2,25∙1/0.258=27,3 мм.

                 

принимаем b₂ = b_w= 27 мм  [I, табл. 12.1,  Ra 40],

               

       шестерни

         d₁=m_t×z₁=2,33∙13=30,2 мм.

d_a1=d₁+1,8×m=30,2+1.8∙2,25=34,25 мм.

d_{f 1}=d₁–2,1×m=30,2-2.1∙2,25=25,5 мм.

    b¢₁=b₂+(0,4…1,5)×m=27+(0,9…3,4)=29 мм.

                 принимаем b₁ = 29   мм  [I, табл.  12.1, Ra 40],

Окружная скорость 

V=p×d₁×n₁/(60×10³) 3,14∙30,2∙2940/(60∙10³)=4,6 м×с ^-1

                  принимаем степень точности  K= 8    [I, табл. 9.10].

 

Силы¹ в зацеплении, Н:

              F_t=2×10³×T_H1/d₁=2∙10³∙60,16/30,2=3980  Н.

               F_r=F_t×tga_n/cosb=3980∙ tg27/cos15=2100 Н.

                        Fa=F_t×tgb=3980∙ tg27=1070 Н.

где a_n=27° – угол  зацепления.

Проверочный расчет на выносливость по контактным напряжениям 

 

 

,

 

где Z_М , Z_b , Z_K – соответственно коэффициенты, учитывающие материал колес,  площадь контакта и длину линии контакта;  K_HV – коэффициент динамической нагрузки; K_Ha -  коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между головкой и ножкой зуба; К_e - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по площадкам контакта:

 принимаем для стальных  колес     Z_М= 275  МПа^0,5;Z_b= 0,01β×0,02=0,01∙15+0,275=0,345  , для дозаполюсной передачи   Z_K=0,8;   K_HV=  1,6   [2, табл. 8.3],  K_Ha=1+(0,63× )/z₁=  1+(0,63× )/13=1,08        K_e=2×e¢_b+De/(2×e¢_b)=2∙1,33+0,15/(2∙1,33)=2,7     [2,с.170 ].

Таким образом ,

                           МПа ≤ [G_H]=445МПа

Условие выполняется

Проверочный расчёт на выносливость по напряжениям изгиба

                       G_F = Y_F·Y_β·Y_к·F_t·K_FV ×K_Fα/( K_εm²)≤ [G_F]_мин ,

где Y_F – коэффициент формы зубьев; Y_β –коэффициент наклона зубьев; Y_к– коэффициент перемещения контакта вдоль зубьев; K_FV – коэффициент   динамической   нагрузки;   К_Fα – коэффициент неравномерности распределения напряжений изгиба по высоте зуба:

      принимаем  Y_F =5,6  при z_V = z₁/cos³b=13/cos³15=14,4  [ 3 , табл. П.7];  Y_β=0,006b =0.006∙15=0.09    ;  Y_к= 1.2   [ 3 , табл. П.8];  K_FV = 1.04   [2, табл. 8.3];   К_Fα =1+ 0,77 / z₁=1+ 0,77 / 13=1.07

G_F = 5,6·0,09·1,2·3980·1,38 ×1,07/( 2,7·2,25²)=261МПа≤ [G_F]_мин =260МПа

 

Условие выполняется.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Тихоходная ступень – цилиндрическая косозубая передача с эвольвентным зацеплением

Задано: крутящие моменты на валу шестерни T_H2=54.2 H×м, колеса T_H3= 144.37  H×м, частота вращения вала шестерни n₂=356  мин ^-1, передаточное число u₂= 2.8 ,срок службы L_h= 16∙10³ ч , кратность пускового момента электродвигателя l =2.1 .