Расчет привода ленточного конвейера

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

ПЕРВОЕ ВЫСШЕЕ ТЕХНИЧЕСКОЕ УЧЕБНОЕ  ЗАВЕДЕНИЕ РОССИИ

Государственное образовательное  учреждение высшего профессионального образования

Санкт-Петербургский  государственный горный институт им. Г.В.Плеханова

(технический университет)

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ (РАБОТА)

 

По дисциплине:_________________________________________________________________ ______________________________________________________________________________

______________________________________________________________________________

^{(наименование  учебной дисциплины  согласно учебному  плану)}

 

 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

Тема:________________________________________________________________________________________________________________________________________________________ ______________________________________________________________________________

 

 

 

Автор: студент гр.:   _____________             ____________________   /_______________/             

                                       (шифр группы)                                ^{(подпись)                            (Ф.И.О.)}

 

 

ОЦЕНКА:_______________

 

Дата: ___________________

 

ПРОВЕРИЛ

Руководитель проекта:  ___________          _____________________  /_______________/                  

                                                                 ^{(должность)                                            (подпись)                                          (Ф.И.О.)}

 

 

 

Санкт-Петербург

2012 

Задание

P₃=41 кВт – мощность вращения на приводном валу конвейера

n₃=60 мин^-1 – частота вращения на приводном валу конвейера

Схема привода  ленточного конвейера (а) и график нагрузки (б)

1-барабан  конвейера;2-муфта;3-редуктор;4-муфта;5-электродвигатель

 

 

Аннотация

В данном курсовом проекте представлен  расчёт двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Проводится выбор электродвигателя, исходя из мощности на выходном валу редуктора, частоты вращения валов редуктора и рассчитанного коэффициента полезного действия (КПД), выбор материала зубчатых колёс, определяется допускаемые контактные напряжения и изгибные, определяются основные параметры передачи, предварительные диаметры валов, выбор подшипников, рассчитывается на прочность и выносливость выходной вал редуктора и шпоночные соединения, определяется ресурс подшипников.

The summary

In the given course project the account of the single-stage cylindrical toothed reduction gearbox is represented. The choice of the electric motor is carried out , proceeding from a potency on an output  to the shaft of a drive, frequency of rotation of the target shaft and designed efficiency, choice of a material of toothed sprockets, is determined supposed contact voltages and flexural, the main parameters of transfer, preliminary diameters of shaft, choice of bearings are determined, the target shaft of the reduction gearbox and шпоночные of junction settles up on strength and endurance, the resource  of bearings is determined.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание.

 

 

 

 

 

 

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий  из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение  угловой скорости и повышение  вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Цилиндрические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых параллельны.

Редуктор состоит из корпуса, в  котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в  корпусе редуктора размещают  также устройства для смазки зацеплений и подшипников.

В данном курсовом проекте необходимо: произвести кинематический расчёт передачи, выбрать материал зубчатых колес  и определить допускаемые  контактные и изгибные напряжения, определить  основные параметры  передачи, исходя из критерия контактной выносливости, рассчитать геометрию передачи, определить  окружную скорость в зацеплении, найти усилия, действующие в зацепление и проверить передачу на  контактную и изгибную выносливость, определить ориентировочный  диаметр  валов, ориентировочно наметить диаметры вала для установки на валах подшипников качения, выполнить  эскизную компоновку, рассчитать на прочность и выносливость валы  редуктора, определить ресурс выбранных ранее подшипников, произвести расчёт на прочность шпоночных соединений с валом.

Графическая  часть  представляет собой сборочный чертёж цилиндрического редуктора со спецификацией деталей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

 

1.1. Предварительный общий КПД  привода ленточного конвейера:

,

где КПД быстроходной ступени редуктора, для цилиндрической передачи (при степени точности 7-8);

       КПД муфты;

       КПД одной пары подшипников (при степени точности 7-8).

= 0,89

1.2. Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя, кВт:

P

= ,                                              P = = 46,07 кВт

По ГОСТ 19523-74 принят двигатель 4A250M8У3:

Р_ЭД = 45 кВт – номинальная мощность электродвигателя;

n₁ = 740 мин ^–1 – частота вращения вала;

2,0 - коэффициент перегрузки;

1.3. Общее передаточное  число привода конвейера:

;                     u_ред = = 12,3

1.4. Разбивка общего передаточного  числа двухступенчатого цилиндрического соосного  редуктора:

                       u_б = 1,2 ∙ = 4,21,    принято u_б = 4,5

                ,                          u_т = = 2,73, принято u_т = 2,8

Общее передаточное число:

;                                  u_об. = 2,8 ∙ 4,5= 12,3

Отклонение от ранее принятого  значения:

   0%<4% 
1.5. Частоты вращения валов редуктора:

 740 мин ^–1;

,                                              = = 164,4 мин ^–1;

 ,                                            = = 58,7 мин ^–1.

1.6. Угловые скорости валов редуктора:

,          · 740 = 77,5 .

,         · 164,4= 17,2 .

,         · 58,7 =6,1 .

1.7. Вращающие моменты:

входного вала:

T₁ = 9550 ∙ _, ;              T₁ = 9550 · = 569 Нм;                                            

промежуточного вала:

Т₂= Т₁ ∙ u ∙ h ∙ ;                                   Т₂ = 569 ∙ 4,5 ∙ 0,97 ∙ 0,99² = 2434 Нм;

выходного вала:

Т₃ = Т₂ ∙ u ∙h ∙ ;                               Т₃ = 2434 ∙ 2,8 ∙ 0,97 ∙ 0,99 = 6544 Нм.

 

2. Расчет быстроходной цилиндрической ступени редуктора

2.1. Выбор материала зубчатых  колёс

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов  передачи, приняты материалы со средними механическими  характеристиками  (см. табл. 3.2, [8]):

- для шестерни:  сталь                               : 45

                             термическая обработка: улучшение

                             твердость, HB               : 320

- для    колеса:     сталь                              : 45

                             термическая обработка: улучшение

                             твердость, HB               : 280

2.1.1. Пределы контактной и изгибной  выносливости зубьев 

шестерни:

= 2 ∙ НВı + 70 = 2 · 320 + 70 = 710 МПа;

= 1,8 ∙ НВı= 1,8 · 320   = 576 МПа. 

Колеса:

= 2 ∙ НВ₂+ 70 = 2 · 280 + 70 = 630 МПа;

= 1,8 ∙ НВ₂ = 1,8 · 280   = 504 МПа.

2.1.2. Определение коэффициента  эквивалентности режима нагружения:

 

при расчете на контактную выносливость:

;

0,15∙1,00³+0,25∙0,70³+0,60∙0,50³= 0,31;

при расчете на изгибную выносливость:

;

0,15∙1,00⁶+0,25∙0,70⁶+0,60∙0,50⁶ = 0,19;

где параметры режима нагружения по графику нагрузки.

2.1.3. Ресурс работы привода:

= 7 · 365 · 0,70 · 24 · 0,30 =  12877 ≈ 13000 часов.

2.1.4. Определение расчетного числа  циклов напряжений:

 

при расчете на контактную выносливость:

= 60·740·13000∙0,31= 179· циклов;

;

=60·164,4·13000∙0,31=40 · циклов.

при расчете на изгибную выносливость:

;

=60·740·13000∙0,19= 110· циклов;

;

=60·164,4·13000∙0,19= 24· циклов.

 

 

2.1.5. Допускаемые контактные напряжения:

для материалов шестерни:

· 1 =  645 МПа.

для материалов колес:

· 1 = 573 МПа, где

S_{H min} = 1,1 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от вида термической обработке материала (при термической обработки - улучшение).

Z_N = 1 – коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока и режима нагрузки передачи, так как , где = 20 · 10⁶ – базовое число циклов напряжений (при термической обработке – улучшение).

Для косозубых колес расчетное допустимое контактное напряжение определяется по формуле:                           [σн]=0,45([σнр₁]+[σнр₂]),

[σн]=0,45 · (645+ 573) = 548 МПа.

2.1.6.Допускаемые изгибные напряжения:

для материала шестерни:

∙ 1 ∙ 1 = 329 МПа;

для материала колеса:

∙ 1 ∙ 1 = 288 МПа, где 

S_Fmin = 1,75 – минимальный коэффициент запаса прочности, зависящий от способа изготовления заготовки колеса. (для зубчатых колёс, изготовленных из поковок);

Y_N = 1 – коэффициент долговечности, при длительно работающей передаче;

Y_α = 1 – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки  (при одностороннем приложении нагрузки).

 

2.2. Расчет межосевого  расстояния редуктора по критерию контактной выносливости

2.2.1. Определение предварительного  межосевого расстояние зубчатых  колёс:

, где

К_а = 43,0  – числовой коэффициент (для косозубых колес);

ψ_ba = 0,4 – коэффициенты ширины зубчатых колес;

k_Нβ = 1,4 – коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии (зависящий от твердости рабочей поверхности зубьев, расположения опор и коэффициента ψ_bd).

ψ_bd = ψ_ba · = 0,4 · = 0,76

43,0 ∙ (4,5+ 1) =  245мм.

 Полученное значение межосевого  расстояния зубчатых колёс округлено  до ближайшего значения по  ГОСТ 2185–81 [табл. 4.10 [8]],   250 мм.

2.2.2. Определение ширины венца зубчатого колеса.

0,4 · 245 = 98 мм. Принято 100 мм.

Для шестерни:

105 мм.

Полученное значение согласованно с ГОСТ 6636-69 Ряд  Ra40.

2.2.3.Определение модуля зуба.

  2,5 ¸ 7,75 мм.

Принято 5,0 мм ГОСТ 9563-60.

2.2.4. Определение количества зубьев.

Определение суммарного числа зубьев:

Z_Σ = ,

где β – предварительный угол наклона зубьев, β= 0,9781 для косозубых колес;

Z_Σ =

= 98,71.

Принято 99.

 

Определение числа зубьев шестерни:

Z₁ = = = 18,00

Принято Z₁= 18.

Определение числа зубьев колеса:

Z₂ = Z_Σ - Z₁ = 99 – 18 = 81;

Принято Z₂= 81.

Определение действующего значения угла наклона зубьев β:

cosβ = = = 0,99;                                           12,53 º

Угол наклона зубьев для косозубых  зубьев находиться в пределах от 8°  до 18°.

2.2.5. Определение фактического  передаточного числа.

;         = 4,50

2.2.6. Отклонение от ранее принятого значения.

;   || ∙ 100% = 0,0 %

 

2.3. Геометрический расчет  зубчатых колёс редуктора

1. Основные геометрические параметры цилиндрической передачи

2.3.1. Делительные диаметры колес:

d₁ =  = =  90,9 мм,

d₂ =  = = 409,09 мм.

Проверка межосевое расстояние по делительным диаметрам колес:

0,5 ∙ (90,9 + 409,09) = 249,995 мм.

2.3.2.Диаметры вершины зубьев:

= 90,9 + 2 · 5,0 = 100,9 мм;

= 409,09 + 2 · 5,0 = 419,09 мм.

2.3.3. Диаметры впадин зубьев:

= 90,9 – 2,5 · 5,0 = 78,4 мм;

= 409,09 – 2,5 · 5,0 = 396,59 мм.

2.3.4. Окружная скорость передачи.

;    =  3,52 м/с.

При такой скорости, для косозубых колес, принята 9-я степень точности.

2.3.5.Силы, действующие в зацеплении: