Привод цепного конвейера. 5
Федеральное агентство по образованию
Государственное
образовательное учреждение высшего
профессионального образования
НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ
УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Р.Е. АЛЕКСЕЕВА
Дзержинский политехнический институт
Привод цепного конвейера
(наименование темы или проекта)
ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА
к курсовой работе по дисциплине “Детали машин”
(вид документа – проект дипломный, курсовой, исследовательская работа или часть и т.п.)
2009
г.
Содержание
задание
Техническое задание
1 Техническое предложение
1.1 Введение
1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
1.3 Расчет зубчатых передач редуктора
1.4 Расчет клиноременной передачи
1.5 Подбор муфты
1.6 Предварительный расчет валов
2 Эскизный проект
2.1 Конструкция зубчатых колес и валов
2.2 Смазка зацеплений и подшипников
2.3 Конструктивные элементы редуктора
2.4 Усилия в передачах
2.5 Расчет валов на изгиб и кручение
2.6 Подбор подшипников
2.7 Расчет шпоночных соединений
3 Технический проект
3.1 Проверка опасных сечений валов на долговечность
3.2 Конструкция рамы привода
3.3 Обоснование основных посадок
Список использованной литературы
Приложение А:
Техническое задание
Согласно варианту 13.09 имеют место следующие параметры:
Окружное усилие на звездочке Ft = 18 кН.
Окружная скорость звездочки V = 0.6 м/с.
Число зубьев Z = 8.
Шаг звездочки P = 125 мм.
Твердость поверхности зубьев HB > 350.
Долговечность L > 20000 ч.
Частота вращения двигателя n = 1500 мин-1.
1 Техническое
предложение
1.1 Введение
Цепные конвейеры предназначены для транспортирования сыпучих и штучных грузов. Тяговым элементом служат цепи, грузонесущим — настилы, ковши, лотки, полки и т.п.
Наличие цепей в качестве тягового элемента ограничивает скорость их (обычно υ < 1,0 м/с), но позволяет иметь большую длину транспортирования при значительной производительности.
Основными преимуществами цепных конвейеров по сравнению с ленточными являются возможность перемещения горячих (пластинчатые конвейеры, скребковые конвейеры), пылящих (скребковые конвейеры), крупнокусковых (пластинчатые конвейеры, ковшовые конвейеры) грузов при больших углах наклона трассы или даже в вертикальном направлении, работа в более тяжелых условиях.
По виду
рабочих и грузонесущих органов
цепные конвейеры подразделяют на пластинчатые
конвейеры, скребковые конвейеры, люлечные
конвейеры, полочные конвейеры, ковшовые
конвейеры и подвесные
В данной курсовой работе рассмотрено проектирование привода цепного конвейера, который состоит из рамы привода, клиноременной передачи, муфты и двухступенчатого редуктора.
1.2 Энергетический и кинематический расчет привода
Схема привода приведена на рисунке 1.2.1.
Рисунок 1.2.1
Определение КПД привода
На схеме (рис.
1.2.1), имеется клиноременная
Общий КПД привода:
hобщ = hкп hмф (hзп)2 (hподш)4, (1.2.1)
где h мф – КПД муфты,
hкп – КПД клиноременной передачи;
hзп – КПД закрытой зубчатой передачи,
hподш– КПД пары подшипников.
Назначается
hкп = 0.96,
hмф = 0.98,
hзп = 0.97,
hподш = 0.99.
Тогда:
hобщ = 0,96×0,98×(0,97)2× (0,99)4 = 0,85.
Подбор электродвигателя по мощности с учетом КПД
Мощность на выходе определяется как:
, (1.2.2)
где Ft – окружная сила на барабане, V – окружная скорость на барабане.
По техническому заданию V = 0.6 м/с, Ft = 18 кН.
кВт.
С учетом КПД требуемая мощность на электродвигателе:
, (1.2.3)
кВт.
Выбор и описание электродвигателя
Так как ленточный транспортер, как правило, механизм нереверсивный, то и двигатель выбирается нереверсивный.
По техническому заданию nс = 1500мин-1.
Обязательное условие выбора .
По справочнику [ 1 ] выбран трехфазный асинхронный короткозамкнутый электродвигатель серии АИР160S4 ТУ 16-525.564-84.
Расположение основных размеров выбранного электродвигателя представлены
на рисунке 1.2.2.
Рисунок 1.2.2
Размеры
и особенности конструкции
Габаритные размеры, мм:
l30 = 630 ; h31 = 385 ; d30 = 334 .
Установочные и присоединительные размеры, мм :
d1 = 48 ; l1 = 110 ; l10 = 178 ; l31 = 108 ; d10 = 15 ; b10 = 254 ;h = 160.
Число полюсов – 4.
Исполнение IM 1081.
Мощность выбранного двигателя кВт.
Номинальная частота вращения:
nдв.н = 1455 мин-1.
Частота вращения барабана
Для подсчета частоты вращения на выходе необходимо определить делительный диаметр звездочки, так как скорость по этому диаметру равна скорости цепи.
(1.2.4)
где Р и Z заданы техническим заданием, равны соответственно:P = 0.125 м, Z = 7.
, (1.2.5)
мин-1.
Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням
Общее передаточное число определяется:
, (1.2.6)
.
Общее передаточное число можно представить, как произведение:
uкп · uзп1 · uзп2, (1.2.7)
Назначается значения передаточных чисел:
uкп = 2;
uзп2 = 4.
Тогда из формулы (1.2.7) получим значение передаточного числа для второй зубчатой передачи:
.
Определение мощности на валах привода
Мощность на первом валу:
PI = Pдв = 15 кВт.
На втором валу с учетом муфты:
PII = PI · hкп , (1.2.8)
PII = 15 · 0.96 = 14.4 кВт.
На третьем валу с учетом зубчатой передачи и двух пар подшипников:
PIII = PII · hзп·(hподш)2, (1.2.9)
PIII = 14,4 · 0,97× (0,99)2 = 13.7 кВт.
На четвертом валу с учетом зубчатой передачи и пары подшипников:
PIV = PII · hзп·hподш, (1.2.10)
PIV = 13.7 · 0,97× 0,99 = 13.16 кВт.
На пятом валу с учетом муфты и пары подшипников на звездочке:
PV = PIV · hмф·hподш, (1.2.11)
PV = 13,16 · 0,98× 0,99 = 12.76 кВт.
Определение частот вращения валов
Частота вращения первого вала:
nI = n дв н = 1455 мин-1.
На втором валу частота вращения:
, (1.2.12)
На третьем валу с учетом зубчатой передачи:
, (1.2.13)
мин-1.
На четвертом валу с учетом зубчатой передачи:
, (1.2.14)
мин-1.
На пятом валу частота вращения не изменится:
nV = 39.83 мин-1.
Определение крутящих моментов на валах
Крутящий момент на любом валу определяется по формуле:
. (1.2.15)
Тогда для первого вала крутящий момент:
Н·м.
Для второго вала:
Н·м.
Для третьего вала:
Н·м.
Для четвертого вала:
Н·м.
Для пятого вала:
Н·м.
1.3 Расчет зубчатых передач редуктора
Основной характер разрушения зубчатых передач - выкрашивание поверхностей зубьев под действием контактных напряжений, поэтому проектировочный расчет производится из условия на усталостную прочность.
Выбор материала
В целях унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней принимается
Сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
По техническому заданию НВ > 350. С учетом этого назначается термообработка.
Для шестерен и колес: закалка токами высокой частоты.
По справочнику [4] определяется средняя твердость зубьев:
шестерни HBcp = 420;
Механические характеристики материала для шестерен и колес приведены в таблице 1.3.1.
Таблица 1.3.1
| Параметр | Колеса | Шестерни |
| σв, Н/мм2 | 900 | 900 |
| στ, Н/мм2 | 750 | 750 |
| σ-1, Н/мм2 | 410 | 410 |
| Предельные размеры заготовки | Sпред(толщина обода) | Dпред (диаметр) |
| Значения предельных размеров, мм | 80 | 125 |
Допускаемые напряжения на усталостную прочность
Базовое число циклов перемены напряжения, исходя из средней твердости материала зубьев, по таблице из [4]:
для шестерен и колес:
NH0 = 54 млн. циклов;
Расчетный коэффициент для первой ступени
Число циклов перемены напряжений за срок службы:
, (1.3.1)
где Lh = 20000 ч. – срок службы привода, задано в техническом задании.
млн. циклов,
млн. циклов.
Так как N1 > NH0 и N2 > NH0, то принимается:
.
Расчетный коэффициент для второй ступени
Число циклов перемены напряжений за срок службы:
млн. циклов,
млн. циклов.
Принимается в целях надежности, что
.
Иначе допускаемые напряжения будут больше для колеса из-за увеличения коэффициента, в соответствии с формулой:
. (1.3.2)
Допускаемые контактные напряжения для зубьев колес и шестерен
Допускаемое контактное напряжение для шестерни и колеса определяется как:
[σ]H = · (1.8· HBcp +67). (1.3.3)
Для шестерен и колес они будут одинаковые:
[σ]H = 1.8 · 420 +67 = 823 Н/мм2.
Допускаемые напряжений изгиба материала колеса и шестерни
Определение коэффициента долговечности на изгиб для материала зубьев шестерни и колеса
NF0 = 4·106 – число базовых циклов перемены напряжений.
N1 и N2 определены ранее.
Так как N1 > NF0 и N2 > NF0 для всех ступеней, то принимается:
.
Значение напряжения:
[σ]F0 = ·1.03· HBcp, (1.3.4)
[σ]F0 = 1.03 · 420 = 432 Н/мм2.
Проектировочный расчет быстроходной ступени редуктора
Расчет межосевого расстояния
Определяется я по эмпирической формуле:
, (1.3.5)
Ψа – коэффициент ширины зубчатого венца, принимается: Ψа = 0.36;
u = uзп1 = 4.57;
Т2 = ТIII = 822 Н·м;
КНβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, принимается: КНβ = 1.2, так как зубья плохо прирабатываются
Тогда:
мм.
Из стандартного ряда принимается:
aω = 180 мм.
Определение модуля зацепления
Определение ориентировочного делительного диаметра колеса
, (1.3.6)
так как все параметры известны, то:
мм.
Определение ширины венца зубчатого колеса:
b2 = Ψa · αω, (1.3.7)
b2 = 0.36 · 180 = 64.8 мм.
Расчет по полученным данным модуля зацепления
Должно выполняться условие:
, (1.3.8)
где поправочный коэффициент Km = 6.8 для прямозубых передач.
мм.
Значение модуля принимается из стандартного ряда:
m = 1.5 мм.
Определение и уточнение основных параметров передачи
Суммарное число зубьев шестерни и колеса
Определяется, как:
, (1.3.9)
При вычислении результат округляется до ближайшего
.
Число зубьев шестерни
, (1.3.10)
.
Число зубьев колеса
