Привод конвейера

Министерство Образования Республики Беларусь 

Белорусский  Национальный Технический Университет 

Кафедра «Детали машин и ПТМ и М» 
 
 

Группа 101475 
 
 
 
 
 
 
 

Привод  конвейера 

пояснительная записка 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Разработал         

студент        Петров Иван Иванович

Консультант      Бирич Владимир Владимирович 
 
 
 
 

Минск 2008г.

Содержание

 

2.Назначение и область применения привода. 
 

    Привод  – устройство для приведения в действие двигателем различных рабочих машин

    В ходе курсового проекта был разработан привод ого конвейера. Это было достигнуто путём разработки редуктора, расчёта зубчатых передач, проектирования и проверки шпоночных соединений, подшипников, разработки общего вида редуктора, рабочих чертежей вала, зубчатого колеса.

    Разработанный привод включает в себя зубчато-ременную передачу, редуктор, соединительную муфту.

    Особенностью  данного привода является то что  он выполнен по сосной схеме, однако недостатком является то что первая передача является сильно недогруженной.

    Данный  привод может быть использован для  транспортера (конвейера). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3.Выбор электродвигателя и кинематический расчет 
 

  Мощность  на выходном валу: Вт;

  КПД зубчато-ременной : ;

  КПД цилиндрической: ;

  КПД цилиндрической прямозубой с внутренним зацеплением: ;

   ;

  

  Находим общее КПД привода:

  

    Требуемая мощность двигателя:

   кВт;

  Таким образом,  по ГОСТ 19523-81 принимаем электродвигатель 4А132М2УЗ, параметры которого:

   -номинальная мощность двигателя: кВт;

   -частота вращения вала: об/мин; 

  Частота вращения выходного вала: 

    об./мин;

  На основании  рекомендованных средних величин  передаточных чисел и для различных  видов механических передач определяем рекомендуемое передаточное число 

   ;

   ;

  

   ; 

  Находим частоту вращения валов всех передач  привода:

     об./мин;

    об./мин;

     об./мин;

     об./мин. 
 
 

  

  

  Находим крутящие моменты на валах передач привода: 

    ;

    ;

    ;

    ;

     

   Вычисленные параметры заносим в таблицу: 

   
Вал Частота вращения, об/мин Крутящий момент, Нм
1 2930 28,8
2 977 84,8
3 242,7 331
4 60 1446
5 60 1420

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4.Расчет передач привода

4.1 РАСЧЕТ ЗУБЧАТО-РЕМЕННОЙ  ПЕРЕДАЧИ 

Определим модуль ремня с трапецеидальными зубьями, мм

 m=3

Шаг зубьев, мм мм

Размеры ремня  ;

Минимальное число  зубьев ведущего шкива  ;

Число зубьев ведомого шкива;

Действительное  передаточное число передачи

Диаметр шкивов мм; мм;

Минимальное межосевое  расстояние, мм мм;

Число зубьев ремня, шт

Межосевое расстояние передачи при выбранном , мм

          ;

Угол обхвата  ремня ведущего шкива, град: ;

Число зубьев на дуге обхвата, шт ;

Ширина ремня, мм ;

Сила, нагружающая  вал передачи,H ;

. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4.2.Расчет цилиндрической прямозубой передачи с внутренним зацеплением  

4.2.1.Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс 

Шестерня –  ведущая: НВш = 220 (Сталь 45, улучшение)

Колесо –  ведомое: НВк = 190 (Сталь 45, нормализация)

Шестерню будем  обозначать коэффициентом 1, колесо –  коэффициентом 2 

4.2.2.Проектировочный расчет 

Определим допускаемое  напряжение для шестерни и колеса:

Допускаемые контактные напряжения 

Базовое число  циклов, соответствующее пределу  выносливости для шестерни и зубчатого  колеса:

 

Эквивалентное число циклов:

NHE1(2)=60*n1(2)*Lh*KHE*c,

где – продолжительность работы передачи;

    KHE – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения;

       с=1 – число зацеплений зуба  за один оборот колеса;

,

где Kсут=0,25 – коэффициент суточного использования передачи;

        Kгод=0,65 – коэффициент годового использования передачи;

       L=4 года – продолжительность работы передачи; 

 
 
 
 

Коэффициент долговечности: 
 

,

где m=20 при

        m=6 при

 

Предел контактной выносливости:

МПа

Мпа

Допускаемые контактные напряжения:

,

где =1.1 – коэффициент безопасности

 МПа

 МПа 

Окончательное расчётное контактное напряжение

 МПа 

Допускаемые изгибные напряжения 

Базовое число  циклов нагружения:

 

Эквивалентное число циклов

NFE1(2)=60*n1(2)*Lh*KFE*c,

где KFE – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения;

 

Коэффициент долговечности

    YN1=1;

    YN2=1, т.к <  

Предел контактной выносливости:

    ,

где Yt=1 – технология обработки;

      Yz=1 – заготовка получена прокатом;

      Yd=1 – отсутсвуют пластические упругие деформации;

      Ya=1 – односторонне приложение нагрузки;

    МПа

     Мпа 

Допускаемые изгибные напряжения:

    ,

где   YX=1 – влияние размера зубчатого колеса;

       YR=1.1 – влияние шероховатости;

       Yδ=1 – коэффициент, учитывающий приложение нагрузки;

       SF=1.4 – коэффициент безопасности

МПа

Мпа 
 
 
 

   

   

   

   

4.2.3.геометрический расчет передачи 

Расчетный диаметр:

      

где  Кd = 770 – числовой коэффициент для косозубой передачи;

    U –  передаточное число зубчатой  передачи;

    Т1 – крутящий момент на валу шестерни; В данном случае равен половине крутящего момента на входном валу, т.к. передача выполнена раздвоенной;

    КНb =1.1 – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения   нагрузки по ширине венца;

    КА =1 – коэффициент, учитывающий внешнюю динамику передачи;

    ybd =1 – коэффициент ширины зубчатого венца. 

    мм

Ширина венца зубчатого колеса

мм 

Ширина венца шестерни

мм

Принимая предварительно =19, находим m’=  /  , округляем ближайшее значение m’=105/19=5,5, принимаем m=6.  

Число зубьев шестерни = /m, причём   =18;

Число зубьев колеса = , тогда 72;

Диаметр зубчатых колёс

Начальных  = ;

мм;

мм;

Вершин зубьев  ;

мм;

 мм;

Впадин зубьев ;

 мм;

 мм;

Расчетное межосевое расстояние

, имеет значение  мм;

Действительное  передаточное  отношение:

;

.

 
 

4.2.4.Проверка контактных напряжений 

Окружная сила в зацеплении

 

Н; 

Окружная скорость колеса, м/с

м/с

По полученным значениям определяем степень точности: 9 степень точности.

Определяем действительные контактные напряжения:

,

    где   – коэффициент, учитывающий механические свойства материала передачи;

     – коэффициент, учитывающий форму сопряжённых поверхностей зубьев;

      – коэффициент торцевого перекрытия;

     –  коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий;

       – коэффициент нагрузки;

       – учитывает внешнюю динамику передачи;

      1.09 – коэффициент устранения зазора;

       – учитывает внутреннюю динамику передачи;

      1.1 – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

Тогда МПа 

Определяем процент недогрузки

 
 

4.2.5.Проверка расчётных изгибных напряжений 

Определяем действительные напряжения изгиба

,

где  – коэффициент нагрузки;

      = 1.25 – учитывает внутреннюю динамику передачи;

      =1.23 – учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине;

      – учитывает наклон зуба;

       – учитывает форму зуба и выбирается в зависимости от эквивалентного числа зубьев;

Если  20, то 4.15

           72, то 3.7

По известным  параметрам высчитываем

МПа

МПа

Итак, из расчета вычисленные действительные изгибные напряжения меньше допустимых, и действительные контактные напряжения также меньше допустимых, значит, условие прочности по изгибу и контактной выносливости выполняется. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4.3.Расчет цилиндрической косозубой передачи передачи. 

4.3.1.Выбор материала и допускаемых напряжений зубчатых колёс. 

Шестерня –  ведущая: НВш = 220 (Сталь 45, улучшение)

Колесо –  ведомое: НВк = 190 (Сталь 45, нормализация)

Шестерню будем  обозначать коэффициентом 1, колесо –  коэффициентом 2

Передаточное  отношение U=4.025;

Частота вращения ;

                            . 
 
 

4.3.2.Проектировочный расчет 

Т.к. из-за конструкции редуктора межосевые расстояния первой и второй ступеней должны быть одинаковыми, то будем выполнять следующий расчёт второй ступени исходя из того что нам известно

мм 

Базовое число  циклов, соответствующее пределу  выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

 

Эквивалентное число циклов:

NHE1(2)=60*n1(2)*Lh*KHE*c,

,

 

Коэффициент долговечности:

,

где m=20 при

        m=6 при

 

Предел контактной выносливости:

МПа

Мпа

Допускаемые контактные напряжения:

,

 МПа

 МПа 

Окончательное расчётное контактное напряжение равно

 МПа 

Допускаемые изгибные напряжения 

Базовое число  циклов нагружения:

 

Эквивалентное число циклов 

NFE1(2)=60*n1(2)*Lh*KFE*c,

где KFE – коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой нагружения; 

 

Коэффициент долговечности

    YN1=1;

    YN2=1, т.к <  

Предел контактной выносливости:

    ,

где Yt=1 – технология обработки;

      Yz=1 – заготовка получена прокатом;

      Yd=1 – отсутсвуют пластические упругие деформации;

      Ya=1 – односторонне приложение нагрузки;

    МПа

     Мпа 

Допускаемые изгибные напряжения:

    ,

где   YX=1 – влияние размера зубчатого колеса;

       YR=1 – влияние шероховатости;

       Yδ=1 – коэффициент, учитывающий приложение нагрузки;

       SF=1.4 – коэффициент безопасности

МПа

Мпа

   

   

   

4.3.3.геометрический расчет передачи 

Расчетный диаметр:

     мм

Определим коэффициент  ;

Ширина венца зубчатого колеса

мм

Ширина венца шестерни

 

Принимаем предварительно число зубьев шестерни , определяем модуль зацепления и, округляем результат до ближайшего в соответствии с ГОСТ 2185-66

тогда m=3 

Суммарное число  зубьев передачи

  

Действительный  угол наклона зуба

cos

Число зубьев шестерни и зубчатого колеса:

;

, тогда 

Действительное  передаточное  отношение: