Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Привод цепного транспортера. 2

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Магнитогорский государственный технический университет им. Г.И. Носова»

Кафедра «Прикладная механика и графика»

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

РАСЧЁТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

по дисциплине Детали машин и основы конструирования

на тему:

«Привод цепного транспортера»

Исполнитель: Селезнёва Э.Е., студентка 3 курса, группа 150101

Руководитель: Кадошников В.И.

Работа допущена к защите «__» ______ 2013г. ___________

Работа защищена «__» ______ 2013г. с оценкой _____________.___________

Магнитогорск, 2013

Министерство образования и науки Российской Федерации

Кафедра «Прикладная механика и графика»

ЗАДАНИЕ НА КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Тема: Привод цепного транспортера

Студентке Селезнёвой Э.Е.

Исходные данные:

Тяговая сила P = 4 кН

Линейная скорость тягового органа V = 0,75 м/с

Шаг тяговой цепи р = 80 мм

Число зубьев z = 9

Срок сдачи «__» ______ 2012г.

Руководитель: ___________ /Кадошников В.И./

Задание получила: ________ /Селезнёва Э.Е./

Магнитогорск, 2012

СОДЕРЖАНИЕ

ВВЕДЕНИЕ

Основное назначение цепных транспортеров – перемещение грузов по заданной трассе. Одновременно с транспортированием грузов они могут распределять их по заданным пунктам, складировать, накапливать в обусловленных местах, перемещать по технологическим операциям и обеспечивать необходимый ритм производственного процесса.

Приводной механизм (или, сокращенно, привод) служит для приведения в движение тягового и грузонесущего элементов транспортера или непосредственно рабочих элементов в машинах без тягового элемента. По способу передачи тягового усилия различают приводы с передачей усилия зацеплением и фрикционные, передающие тяговое усилие трением. Фрикционные приводы применяются для лент, канатов и круглозвенных цепей; их разделяют на однобарабанные (одноблочные), двух- и трехбарабанные и специальные промежуточные.

Конвейер имеет вертикально замкнутый тяговый элемент, который огибает приводную и натяжную звездочки. Ходовая часть и поворотные устройства конвейера помещаются в закрытом металлическом кожухе. Тяговый элемент приводится в движение от привода, а первоначальное натяжение создается натяжным устройством. Привод конвейеров редукторный, размещается в головной части конвейера. Привод может быть снабжен остановом для предохранения от обратного движения ходовой части.

1 ВЫБОР ДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины (мощность на выходе):

где F – тяговая сила, кН;

υ – линейная скорость тягового органа, м/с.

кВт.

Общий КПД привода:

где η_к – КПД закрытой конической передачи, η_ц = 0,95…0,97 [3];

η_оп – КПД открытой (ременной) передачи, η_оп = 0,96…0,98 [3];

η_м – КПД муфты, η_м = 0,98 [3];

η_пк – КПД одной пары подшипников качения η_пк = 0,99…0,995 [3].

Требуемая мощность электродвигателя .

кВт.

Выбираем электродвигатели с ближайшим большим значением номинальной мощности P_ном = 4 кВт [2] (табл. 1).

Таблица 1

Электродвигатели с номинальной мощностью 4 кВт

Вариант	Тип	Мощность, кВт	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота, об/мин
1	4АM100S2УЗ	4	3000	2880
2	4AM100L4УЗ	4	1500	1430
3	4AM112MB6УЗ	4	1000	950
4	4АМ132S8УЗ	4	750	720

1.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения (об/ мин) приводного вала (число оборотов на выходе):

где υ – линейная скорость тягового органа, м/с;

z – число зубьев звездочки;

p – шаг тяговой цепи, мм.

об/мин.

Передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя при заданной номинальной мощности: .

; ; ; .

Таблица 2

Передаточные числа ступеней привода

Передаточное число	Варианты
Передаточное число	1	2	3	4
Общее для привода	46,08	22,88	15,2	11,52
Ременной передачи	9,22	4,58	3,04	2,3
Конической ступени	5	5	5	5

Выбираем третий вариант распределения передаточных чисел, поскольку передаточное число открытой передачи находится в рекомендуемом интервале 2…4. Принимаем следующие значения: u = 15,2; n_ном = 950 об/мин.

Максимальное допустимое отклонение частоты вращения приводного вала рабочей машины

где n_рм – частота вращения приводного вала, об/мин;

δ – допускаемое отклонение скорости приводного вала, %.

об/мин.

Допускаемая частота вращения приводного вала элеватора

Примем Δn_рм = 0,83 об/мин, тогда об/мин.

Фактическое передаточное число привода ;

Отсюда передаточное число открытой ременной передачи ;

Таким образом, окончательно выбираем электродвигатель 4AM112MB6УЗ (P_ном = 4 кВт, n_ном = 950 об/мин, рис. 1); передаточные числа:

- привода u = 15,

- редуктора u_зп = 5,

- ременной передачи u_оп = 3.

Рисунок 1 - Схема электродвигателя 4AM112MB6УЗ

1.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощность двигателя P_дв = 3,27 кВт.

Мощность на выходном валу двигателя ;

кВт

Мощность на быстроходном валу редуктора ;

кВт.

Мощность на тихоходном валу редуктора ;

кВт.

Мощность рабочей машины ;

кВт.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на валу двигателя: ; ; .

об/мин; 1/с; Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на быстроходном валу редуктора: ; ; .

об/мин; 1/с;

Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на тихоходном валу редуктора: ; ; .

об/мин; 1/с; Нм.

Частота вращения, угловая скорость и вращающий момент на валу рабочей машины: ; ; .

об/мин; 1/с;

Нм.

Таблица 3

Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 4AM112MB6УЗ, P_ном = 4 кВт, n_ном = 950 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	коническая	открытая		двигателя	редуктора		приводной рабочей машины
					быстроходный	тихоходный
Передаточное число u	5	3	Расчетная мощность P, кВт	3,27	3,19	3,08	3
			Угловая скорость ω, 1/с	99,43	33,14	6,63	6,63
КПД η	0,97	0,98	Частота вращения n, об/мин	950	316,67	63,33	63,33
			Вращающий момент T, Нм	32,98	96,21	464,29	452,72

2 ВЫБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Выбираем для изготовления шестерни и колеса марку стали 40Х, термообработка – улучшение, твердость шестерней 269…302 HB, твердость колес 235…262 HB [3].

Средняя твердость шестерни НВ_1ср = (269+302)/2 = 285,5.

Средняя твердость колеса НВ_2ср = (235+262)/2 = 248,5.

Коэффициенты долговечности для шестерни и колеса K_HL = K_FL =1, поскольку число циклов перемены напряжений за весь срок службы значительно превышает число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости [3].

Допускаемое контактное напряжение, соответствующее числу циклов перемены напряжений .

Для шестерни Н/мм².

Для колеса Н/мм².

Допускаемые контактные напряжения для зубьев .

Для шестерни Н/мм².

Для колеса Н/мм².

Расчет ведется по меньшему значению допускаемых напряжений зубьев, т.е. по допускаемым напряжениям зубьев колеса.

Допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений .

Для шестерни Н/мм².

Для колеса Н/мм².

Допускаемые напряжения изгиба .

Для шестерни Н/мм².

Для колеса Н/мм².

Расчет также ведется по менее прочным зубьям.

Таблица 4

Механические характеристики материалов зубчатых передач

Элемент передачи	Марки стали	Термообработка	HB_ср	[σ]_H	[σ]_F
Элемент передачи	Марки стали	Термообработка	HB_ср	Н/мм²
Шестерня	40Х	У	258,5	580,9	294,07
Колесо	40Х	У	248,5	514,3	255,96

3 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Проектный расчет конической зубчатой передачи

Внешний делительный диаметр колеса

_где _T_{3 – вращающий момент
на тихоходном валу
передачи, Нм;}

K_Hβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Hβ = 1;

- коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес = 1;

мм.

Полученное значение округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров d_e₂ = 340 мм.

_{Углы
делительных конусов
шестерни и колеса}

; .

˚;

Внешнее конусное расстояние .

мм.

Ширина зубчатого венца шестерни и колеса

где ψ_R – коэффициент ширины венца, ψ_R = 0,285.

Округляем до целого числа по ряду R_a 40 b = 50.

Внешний окружной модуль

где K_Fβ – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца, для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Hβ = 1;

- коэффициент вида конических колес, для прямозубых колес = 1;

мм.

Число зубьев колеса и шестерни , .

;

Фактическое передаточное число .

Его отклонение от заданного .

Действительные углы делительных конусов шестерни и колеса

; .

˚;

˚.

Для конических колес с разностью средних твердостей шестерни и колеса менее 100 выбираем коэффициент смещения инструмента для шестерни x_e₁ = 0,27.

Коэффициент смещения колеса x_e₂ = - x_e₁ = - 0,27.

Внешние диаметры шестерни и колеса:

Делительный диаметр шестерни .

мм.

Делительный диаметр колеса .

мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни .

мм.

Диаметр вершин зубьев колеса .

мм.

Диаметр впадин зубьев шестерни .

мм.

Диаметр впадин зубьев колеса .

мм.

Средний делительный диаметр шестерни и колеса

; .

мм;

мм.

3.2 Проверочный расчет конической зубчатой передачи

Проверка контактных напряжений

где F_t – окружная сила в зацеплении, ;

Н;

K_Hα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес и колес с круговыми зубьями K_Hα = 1 [3];

K_Hβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K_Hβ = 1 [3];

K_Hυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K_Hυ = 1,11 [3].

Н/мм² < [σ]_H = 514,3 Н/мм².

Условие выполнено.

Проверка напряжений изгиба зубьев колеса

где K_Fα – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, для прямозубых колес K_Fα = 1 [3];

K_Fβ – коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, для прирабатывающихся зубьев K_Fβ = 1 [3];

K_Fυ – коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи, K_Fυ = 1 [3];

Y_F₂ – коэффициент формы зуба колеса, Y_F₂ = 3,67 [2];

Y_β – коэффициент наклона зуба, для прямозубых колес Y_β = 1.

Н/мм² < [σ]_F₂ = 255,96 Н/мм².

Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни .

Н/мм² < [σ]_F₁ = 194,07 Н/мм².

Условия выполнены.

4 РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

4.1 Проектный расчет ременной передачи

Диаметр ведущего шкива

где δ – толщина ремня, δ = 2,8 мм.

мм.

Принимаем d₁ = 200 мм.

Диаметр ведомого шкива

где u – передаточное число открытой передачи, u = 3.

ε – коэффициент скольжения, ε = 0,01…0,02.

мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда d₂ = 630 мм.

Фактическое передаточное число ; .

Ориентировочное межосевое расстояние ;

мм.

Расчетная длина ремня ;

мм.

Принимаем по стандарту 4000 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния по стандартной длине, мм

;

Угол обхвата ремнем ведущего шкива ;

Скорость ремня

где d₁ – диаметр ведущего шкива;

n₁ – частота вращения ведущего шкива;

[υ] – допускаемая скорость, [υ] = 35 м/с.

м/с < [υ] = 35 м/с.

Частота пробегов ремня

где [U] – допускаемая частота пробегов, [U] = 15 с^-1;

l – стандартная длина ремня, м.

с^-1 < [U] = 15 с^-1.

Окружная сила, передаваемая ремнем

где P_ном – номинальная мощность двигателя, кВт;

υ – скорость ремня, м/с.

Н.

Допускаемая удельная окружная сила

где [k₀] – допускаемая приведенная удельная окружная сила;

С – поправочные коэффициенты.

Н/мм².

Ширина ремня ;

мм. Принимаем b = 90 мм.

Площадь поперечного сечения ремня ; мм².

Сила предварительного натяжения ремня

где σ₀ – предварительное натяжение.

Н.

Сила натяжения ведущей ветви ;

Н.

Сила натяжения ведомой ветви ; Н.

Сила давления ремня на вал

где α₁ – угол обхвата ремнем ведущего шкива.

Н.

4.2 Проверочный расчет ременной передачи

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

где σ₁ – напряжения растяжения, ;

Н/мм²;

σ_и – напряжения изгиба, ; Н/мм²;

σ_υ – напряжения от центробежных сил, ;

Н/мм²;

[σ]_p – допускаемое напряжение растяжения, [σ]_p = 8 Н/мм².

Н/мм² < [σ]_p = 8 Н/мм².

5 НАГРУЗКИ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Окружная сила:

- на колесе ;

Н;

- на шестерне ;

Н.

Радиальная сила:

- на колесе ;

Н;

- на шестерне ; .

;

Н.

Осевая сила:

- на колесе ;

Н;

- на шестерне ; .

Н.

Рисунок 2 – Схема сил в зацеплении конической передачи

6 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ВАЛОВ

6.1 Определение геометрических параметров ступеней валов

Быстроходный вал. Ступени:

- под шкив ременной передачи ,

мм, примем d₁ = 28; мм;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

;

мм – принимаем d₂ = 30 мм;

- под шестерню ;

мм, примем значение d₃ = 36 мм;

- под подшипник ;

мм.

Рисунок 3 – Эскиз быстроходного вала

Тихоходный вал. Ступени:

- под полумуфту , ;

мм, примем d₁ = 48 мм; мм;

- под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

;

мм – округляем d₂ = 55 мм;

- под колесо ;

мм, примем стандартное значение d₃ = 63 мм;

- под подшипник , l₄ – ширина подшипника;

мм;

- упорная ;

мм, примем стандартное значение d₅ = 71 мм.

Рисунок 4 – Эскиз тихоходного вала

6.2 Предварительный выбор подшипников качения

Для быстроходного вала выбираем подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные легкой серии

7206 ТУ37.006.162-89.

d = 30 мм, D = 62 мм, B = 17,5 мм, r = 1,5 мм, С_r = 29,8 кН, С₀_r = 22,3 кН.

Для тихоходного вала выбираем подшипники радиально-упорные роликовые конические однорядные легкой серии

7216 ТУ37.006.162-89.

d = 55 мм, D = 100 мм, B = 23 мм, r = 2,5 мм, С_r = 57,9 кН, С₀_r = 46,1 кН.

7 РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА НА ИЗГИБ И КРУЧЕНИЕ

7.1 Расчет быстроходного вала

Исходные данные для расчета:

Силовые факторы:

- силы в зацеплении Н, Н, Н;

- консольные силы Н.

Геометрические параметры:

- длины участков l_б = 80 мм, l_оп = 40 мм; l₁ = 32 мм;

- средний делительный диаметр d₁ = 58,74 мм.

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

; .

;

Проверка: - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка: - верно.

Суммарные радиальные реакции:

;

Н.

;

Н.

Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость:

- под подшипником A ; Нм;

- под подшипником B ;

Нм;

- под шестерней ; Нм.

Горизонтальная плоскость:

- под подшипником A M_иА = 0 Нм;

- под подшипником B ; Нм;

- под шестерней M_и = 0 Нм.

Суммарный изгибающий момент под подшипником B ;

Нм.

Опасное сечение находится под подшипником B.

Рисунок 5 – Расчет быстроходного вала

7.2 Расчет тихоходного вала

Исходные данные для расчета:

Силовые факторы:

- силы в зацеплении Н, Н, Н;

- консольные силы ; Н. Н.

Геометрические параметры:

- длины участков l_б = 164 мм, l₁ = 112 мм; l₂ = 52 мм; l_м = 122 мм;

- делительный диаметр d₂ = 291,14 мм

Расчет реакций опор в вертикальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка: - верно.

Расчет реакций опор в горизонтальной плоскости.

; .

;

Н.

; .

;

Н.

Проверка: - верно.

Суммарные радиальные реакции:

; Н.

Изгибающие моменты в характерных сечениях вала:

Вертикальная плоскость:

- под подшипниками С и D M_и = 0 Нм;

- под колесом

; Нм;

; Нм.

Горизонтальная плоскость:

- под подшипником D M_и = 0 Нм;

- под подшипником C ; Нм;

- под колесом ; Нм.

Суммарный изгибающий момент под колесом ;

Нм.

Опасное сечение находится под подшипником C.

Рисунок 6 – Расчет тихоходного вала

8 ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

8.1 Проверка подшипников быстроходного вала

Подшипники 7206 ТУ37.006.162-89.

Коэффициент осевого нагружения [3]: e = 0,36.

Осевые составляющие радиальных нагрузок:

; Н.

Осевые нагрузки подшипников:

; Н.

Для подшипника A: > e.

Эквивалентная нагрузка

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

X – коэффициент радиальной нагрузки; X = 0,4 – для однорядных подшипников;

R_r – суммарная радиальная реакция подшипника;

Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 1,65;

R_a – суммарная осевая реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

Н.

Для подшипника B: < e.

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

R_r – суммарная реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

Н.

Более нагруженным подшипником является подшипник B.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

Н < С_r = 29800 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность подшипника .

ч > L_h = 8000 ч – условие выполнено.

8.2 Проверка подшипников тихоходного вала

Коэффициент осевого нагружения [3]: e = 0,41.

Осевые составляющие радиальных нагрузок:

; Н.

Осевые нагрузки подшипников:

; Н.

Для подшипника С: > e.

Эквивалентная нагрузка

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

X – коэффициент радиальной нагрузки; X = 0,4 – для однорядных подшипников;

R_r – суммарная радиальная реакция подшипника;

Y – коэффициент осевой нагрузки; Y = 1,46;

R_a – суммарная осевая реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

Н.

Для подшипника D: < e.

где V – коэффициент вращения, при вращающемся внутреннем кольце подшипника V = 1;

R_r – суммарная реакция подшипника;

K_б – коэффициент безопасности; K_б = 1;

K_T – температурный коэффициент, K_T = 1.

Н.

Более нагруженным подшипником является подшипник D.

Расчетная динамическая грузоподъемность .

Н < С_r = 57900 Н – условие выполнено.

Базовая долговечность подшипника .

ч > L_h = 8000 ч – условие выполнено.

9 КОНСТРУКТИВНАЯ КОМПОНОВКА ПРИВОДА

9.1 Конструирование зубчатого колеса

Коническое колесо

Обод:

- диаметр d_ae = 340 мм;

- толщина ; мм;

- ширина b₂ = 50 мм.

Ступица:

- диаметр внутренний d = 63 мм;

-диаметр наружный ; мм;

- толщина ; мм;

- длина ; мм.

Диск:

- толщина ; мм. Принимаем С = 13 мм.

Рисунок 7 – Эскиз конического колеса

9.2 Конструирование корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса мм.

мм.

Принимаем мм.

Для делительного диаметра колеса 340 мм принимаем следующие диаметры винтов (болтов):

M16 – фундаментные болты;

М14 – винты для соединения фланцев подшипниковых бобышек корпуса и основания;

М12 – винты для соединения фланцев основания и крышки корпуса;

М6 – для крепления торцовых крышек подшипниковых узлов и крышки смотрового люка.

10 ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ

10.1 Проверочный расчет шпонок

Условие прочности

где F_t = 2T/d – окружная сила;

- площадь смятия;

[σ]_см – допускаемое напряжение на смятие, [σ]_см = 190 Н/мм².

Шпонка на быстроходном валу:

Н/мм² ≤ [σ]_см – условие выполнено.

Шпонка на тихоходном валу под колесо: