Курсовая работа (т): Привод пластинчатого конвейера

Привод пластинчатого конвейера

Введение

В машиностроении широко используются различные конструкции приводов. Привод - электросиловое устройство, приводящее в движение машину или механизм. Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Источником энергии служит двигатель (тепловой, электрический, пневматический, гидравлический и т.д.) или устройство отдающее заранее накопленную энергию (пружинный, инерционный, гиревой механизм и др.). Обычно важной частью привода является редуктор. Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный 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. Перечисленные механизмы являются наиболее распространенной тематикой курсового проектирования.

Целью данного проекта является расчет привода пластинчатого конвейера, состоящего из электродвигателя, цилиндрического редуктора и цепной передачи. Расчет и конструирование редуктора предполагает определение геометрических и конструктивных размеров отдельных деталей, разработку их конструкций. На основании опыта создания подобных устройств и действующих стандартов приведены рекомендации по определению передаточных чисел каждой передачи, подбору материалов для зубчатых колес и валов, проверке деталей на прочность, разработке эскизной компоновки редуктора, конструированию корпуса, зубчатых колес, валов, крышек подшипников, выбору подшипников и шпонок.

1. Схема привода

В механический привод (рисунок 1) входят электродвигатель и редуктор. Электродвигатель соединяется с редуктором через муфту. Редуктор - двухступенчатый соосный, зубчатые передачи - цилиндрические прямозубые. Выходной вал редуктора соединен с валом пластинчатого конвейера через цепную передачу.

Рисунок 1 - Схема привода

2. Исходные данные

Окружное усилие на тяговой звездочке Ft = 30 кН.

Окружная скорость тяговой звездочки V = 0,25 м/с

Шаг тяговой цепи t = 100 мм.

Число зубьев тяговой звездочки z = 16 шт.

Срок службы L = 5 лет

Суточный коэффициент Ксут = 0,29

Годовой коэффициент Кгод = 0,6

Рисунок 2 - График нагрузки

3. Кинематический расчет привода

Мощность на приводном валу конвейера определим по формуле:

вых = Ft∙V = 30*0,25 = 7,5 кВт.

Подберем требуемый электродвигатель, для чего определим его потребную мощность.

Pпотр =

Где ηобщ - коэффициент полезного действия привода (КПД).

КПД привода в данном случае можно определить по формуле [1,стр.5]:

ηобщ = η3подш ∙ ηмуфт ∙ η2цил ∙ ηцеп

где

ηподш = 0,99 - КПД пары подшипников;

ηцил = 0,97 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;

ηмуф = 0,98 - КПД муфты;

ηцеп = 0,95 - КПД цепной передачи;

ηобщ = 0,993*0,98*0,972*0,95 = 0,85

Тогда потребная мощность составит

Pпотр = 7,5 / 0,85 = 8,8 кВт.

Определим частоту вращения тяговой звездочки по формуле [1,стр.6]:

вых = 6∙104

где D - диаметр тяговой звездочки:

Dзв = = 100 / sin(180/16) = 512,6 мм.

Тогда nвых = 60000*0,25 / (3,14*512,6) = 9,32 об/мин

Предварительно зададимся передаточными отношениями.

Передаточное отношение цепной передачи предварительно принимаем:

Uцеп = 4

Передаточное отношение редуктора предварительно принимаем:

Uред = 20.

Тогда передаточное отношение тихоходной цилиндрической передачи определим по формуле:

Т = 0,9 = 0,9*= 3,94

Принимаем стандартное значение UТ = 4,0.

Тогда UБ = Uред / UТ = 20 / 4,0 = 5,0

Уточним передаточное отношение редуктора Uред = 5,0*4,0 = 20

Общее передаточное отношение привода:

общ = Uред×Uцеп = 20*4 = 80

Определим требуемое число оборотов двигателя:

nэ.тр. = nвых×Uобщ = 9,32*80 = 745,6 об/мин.

По таблицам, исходя из рассчитанных значений требуемой мощности и числа оборотов подберем электродвигатель. Выбираем электродвигатель серии АИР 160М8 (ТУ 16-525.564-84). Это асинхронный короткозамкнутый двигатель, закрытый, обдуваемый с параметрами: мощность Pдв=11 кВт, частота вращения nдв=727 об/мин.

Фактическое передаточное отношение:

ф = nдв / nвых = 727 / 9,32 = 78

Уточним передаточное отношение цепной передачи:

Uцеп = Uф / Uред = 78 / 20 = 3,9

Определим действительные числа оборотов валов привода.

введем нумерацию валов привода:

вал 1 - входной вал редуктора;

вал 2 - промежуточный вал редуктора;

вал 3 - выходной вал редуктора;

вал 4 - приводной вал конвейера.

Тогда получим:

n1 = nдв = 727 об/мин

n2 = n1 / UБ = 727 / 5 = 145,4 об/мин

n3 = n2 / UТ = 145,4 / 4 = 36,35 об/мин

n4 = n3 / Uцеп = 36,35 / 3,9 = 9,3 об/мин

Определим крутящие моменты на валах привода:

Крутящий момент на двигателе:

дв = 9550 = 9550*8,8/727 = 115,6 Нм.

Крутящий момент на входном валу редуктора:

1 = Tдв*ηмуф*ηподш = 115,6*0,98*0,99 = 112,2 Нм.

Крутящий момент на промежуточном валу редуктора:

2 = T1*UБ*ηцил*ηподш = 112,2*5*0,97*0,99 = 538,7 Нм.

Крутящий момент на выходном валу редуктора:

3 = T2* UT*ηцил*ηподш = 538,7*4*0,97*0,99 = 2069,25 Нм.

Крутящий момент на приводном валу конвейера:

4 = T3* Uцеп*ηцеп = 2069,25*3,9*0,95 = 7666,6 Нм.

4. Расчет передач редуктора

.1 Расчет тихоходной зубчатой передачи

Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.

Твердость шестерни 280 НВ, твердость колеса 270 HB [1,стр.11].

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по общей зависимости [1,стр.12]:

[σ]H = σHlimZNZRZV/SH

где  σHlim - предел контактной выносливости [1,стр.12];

для шестерни σHlim1 = 2HB1 + 70 = 2*280 + 70 = 630 МПа.

для колеса σHlim2 = 2HB2 + 70 = 2*270 + 70 = 610 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:

для шестерни NHG1 = 30(HB1)2,4 = 30*2802,4 = 2,24·107.

для колеса NHG2 = 30(HB2)2,4 = 30*2702,4 = 2,05·107.

Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:

Для колеса:

N2=60·n2·Lh

Где  n2 = 36,35 об/мин - частота вращения колеса.

Lh - время работы передачи:

Lh = L∙365Kгод∙24Kсут = 5*365*0,6*24*0,29 = 7621,2 ч.

Тогда

N2 = 60*36,35*7621,2 = 1,66·107.

Для шестерни:

1 = N2·U = 1,66*108*4 = 6,64·107.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

 = μHN

где коэффициент μH определяется согласно циклограмме нагружения:

μH = ( )3∙= 1,03*0,2+0,753*0,6+0,33*0,2 = 0,459

Тогда

NHE1 = 0,459*6,64×107 = 3,05×107

NHE2 = 0,459*1,66×107 = 0,76×107

Коэффициент долговечности ZN определим по формуле [1,стр.13]:

для шестерни: ZN1 =  =  = 0,985

для колеса: ZN2 =  =  = 1,051

Коэффициент шероховатости ZR принимаем: ZR=1 (для шлифованных зубьев)

Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) ZV = 1

Минимальные значения коэффициента запаса прочности SH = 1,1 для зубчатых колес с улучшением [1,стр.13].

Тогда определим:

для шестерни: [σ1]H = 630*0,985*1*1/1,1 = 564,1 МПа.

для колеса: [σ2]H = 610*1,051*1*1/1,1 = 582,8 МПа.

Для дальнейших расчетов будем пользоваться величиной:

[σ]H = [σ1]H = 564,1 МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса по общей зависимости [1,стр.14]:

[σ]F = σFlimYNYRYA/SF

где σFlim - предел выносливости на изгиб [1,стр.14]:

для шестерни σFlim1 = 1,75HB1 = 1,75*280 = 490 МПа.

для колеса σFlim2 = 1,75HB2 = 1,75*270 = 472,5 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:

NFlim = 4 ·106.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

 = μFN

где коэффициент μF определяется согласно циклограмме нагружения [1,стр.15]:

μF = ( )6∙= 1,06*0,2+0,756*0,6+0,36*0,2 = 0,307

Тогда

NFE1 = 0,307*6,64·107 = 2,038·107

NFE2 = 0,307*1,66·107 = 0,51·107

Так как NFE1 > NFlim и NFE2 > NFlim, то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:

YR = 1

Коэффициент YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15] принимаем: YA = 1.

Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] принимаем: SF = 1,7

Тогда определим:

для шестерни: [σ1]F = 490*1*1*1/1,7 = 288,24 МПа.

для колеса: [σ2]F = 472,5*1*1*1/1,7 = 277,94 МПа.

Проведем расчет межосевого расстояния.

Принимаем коэффициент ширины Ψa=0,315 (при несимметричном расположении колес относительно опор [1,стр.17]).

Межосевое расстояние определим по формуле [1,стр.17]:

где Ka = 450 - коэффициент межосевого расстояния для прямозубых колес.

U = 4 - передаточное отношение передачи.

T1 = 538,7 (Н·м) - крутящий момент на ведущей шестерне.

KHβ = 1 - коэффициент концентрации нагрузки для прирабатываемых колес (при HB < 350)

Тогда

aw ≥ 450*(4+1)*= 248,3 мм

Принимаем aw = 250 мм.

Предварительный делительный диаметр колеса определим по формуле:

2’ = 2·aw·U / (U+1) = 2*250*4 / (4+1) = 400 мм.

Ширина b2 = Ψa · aw = 0,315·250 = 78,8 мм.

Принимаем b2 = 80 мм.

Определим величину модуля передачи по формуле [1,стр.20]:

Где Km = 6,8 - коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес [1,стр.20]).

m ≥ = 2,96

Принимаем стандартный модуль m = 3,0 мм.

Суммарное число зубьев определим по формуле [1,стр.21]:

Σ = 2·aw / m = 2·250 / 3,0 = 167.

Число зубьев шестерни:

1 = zΣ / (U+1) = 167 / (4+1) = 33,4.

Принимаем z1 = 33.

Число зубьев колеса:

2 = zΣ - z1 = 167 - 33 = 134.

Фактическое передаточное число

ф = z2/z1 = 134/33 = 4,06.

Определяем размеры колес:

Делительные диаметры:

шестерни: d1 = z1·m = 33·3,0 = 99 мм.

колеса: d2 = 2aw - d1 = 2·250 - 99 = 401 мм.

Диаметры окружностей вершин:

шестерни: da1 = d1+2m = 99 + 2·3,0 = 105 мм.

колеса: da2 = d2+2m = 401 + 2·3,0 = 407 мм.

Диаметры окружностей впадин:

шестерни: df1 = d1 - 2,5m = 99 - 2,5·3,0 = 91,5 мм.

колеса: df2 = d2 - 2,5m = 401 - 2,5·3,0 = 393,5 мм.

Ширину шестерни принимаем b1 = 85 мм.

Силы в зацеплении определим по формулам [1,стр.23]:

Окружная:          Ft = 2·T2 / d2 = 2·2069,25·103 / 401 = 8620,9 Н.

Радиальная: Fr = Ft tgα = 8620,9·tg 20º = 3138 Н.

Окружная скорость в зацеплении:

 = π·d2·n2 / 6·104 = 3,14·401·36,35/6·104 = 0,8 м/с.

С учетом этого выбираем степень точности передачи - 9.

Для выбранной степени точности коэффициент KFα = 1,0

Коэффициент KFV = 1,4 (для HB<350)

Коэффициенты форма зуба принимаем согласно [1; табл.2.10]

YF1 = 3,77         (для z1 = 33)

YF2 = 3,59         (для z2 = 134)

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса определим по формуле:

σF2 = KFα KFV YF2 Ft / (b2m) = 1,0*1,4*3,59*8620,9 / (80*3,0) = 180,5 МПа.

Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерни

σF1 = σF2YF1 / YF2 = 180,5*3,77 / 3,59 = 189,6 МПа.

Так как σF1 < [σ]F1 и σF2 < [σ]F2 то условие прочности на изгиб выполняется.

Произведем проверку зубьев по контактным напряжениям.

Определим действующее контактное напряжение по формуле [1,стр.23]:

Где KHα = 1,0 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями

(для прямозубых колес).

KHV = 1,1 - коэффициент динамической нагрузки (для HB < 350).

Тогда получим:

σH = 436= 530,1 МПа.

Так как σН < [σ]Н = 564,1 (МПа) то условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

.2 Расчет быстроходной зубчатой передачи

Выбираем материал колеса и шестерни сталь 40Х с улучшением.

Твердость шестерни 260 НВ, твердость колеса 250 HB [1,стр.11].

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и для колеса по общей зависимости [1,стр.12]:

[σ]H = σHlimZNZRZV/SH

где σHlim - предел контактной выносливости [1,стр.12];

для шестерни σHlim1 = 2HB1 + 70 = 2*260 + 70 = 590 МПа.

для колеса σHlim2 = 2HB2 + 70 = 2*250 + 70 = 570 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости [1,стр.13]:

для шестерни NHG1 = 30(HB1)2,4 = 30*2602,4 = 1,88·107.

для колеса NHG2 = 30(HB2)2,4 = 30*2502,4 = 1,71·107.

Действительные числа циклов перемены напряжений [1,стр.13]:

Для колеса:

N2=60·n2·Lh

где n2 = 145,4 об/мин - частота вращения колеса.

Тогда

N2 = 60*145,4*7621,2 = 6,65·107.

Для шестерни:

1 = N2·U = 6,65*108*5 = 33,25·107.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле [1,стр.15]:

 = μHN

1 = 0,459*33,25×107 = 15,26×107

NHE2 = 0,459*6,65×107 = 3,05×107

Коэффициент долговечности ZN определим по формуле [1,стр.13]:

для шестерни: ZN1 =  =  = 0,901

для колеса: ZN2 =  =  = 0,971

Коэффициент шероховатости ZR принимаем: ZR=1 (для шлифованных зубьев)

Коэффициент ZV учитывает влияние окружной скорости:

для передач работающих при малых окружных скоростях (v < 5м/с) ZV = 1

Минимальные значения коэффициента запаса прочности SH = 1,1 для зубчатых колес с улучшением [1,стр.13].

Тогда определим:

для шестерни: [σ1]H = 590*0,901*1*1/1,1 = 483,3 МПа.

для колеса: [σ2]H = 570*0,971*1*1/1,1 = 503,2 МПа.

Для дальнейших расчетов будем пользоваться величиной:

[σ]H = [σ1]H = 483,3 МПа.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса по общей зависимости [1,стр.14]:

[σ]F = σFlimYNYRYA/SF

где σFlim - предел выносливости на изгиб [1,стр.14]:

для шестерни σFlim1 = 1,75HB1 = 1,75*260 = 455 МПа.

для колеса σFlim2 = 1,75HB2 = 1,75*250 = 437,5 МПа.

Число циклов, соответствующих перегибу кривой усталости принимаем:

NFlim = 4 ·106.

Определим эквивалентное число циклов для шестерни и колеса по формуле:

 = μFN

1 = 0,307*33,25·107 = 10,208·107

NFE2 = 0,307*6,65·107 = 2,042·107

Так как NFE1 > NFlim и NFE2 > NFlim, то YN = 1

Коэффициент шероховатости YR для шлифованных зубьев согласно [1,стр.15] принимаем:

YR = 1

Коэффициент YA учитывает влияние одностороннего приложения нагрузки, для колес с улучшением и одностороннем приложении нагрузки согласно [1,стр.15] принимаем: YA = 1.

Значение коэффициента запаса прочности SF для улучшенных колес согласно [1,стр.15] принимаем: SF = 1,7

Тогда определим:

для шестерни: [σ1]F = 455*1*1*1/1,7 = 267,65 МПа.

для колеса: [σ2]F = 437,5*1*1*1/1,7 = 257,35 МПа.

Ранее принятое межосевое расстояние aw = 250 мм.

Ширину колеса принимаем конструктивно b2 = 35 мм.

Определим величину модуля передачи по формуле [1,стр.20]:

где Km = 6,8 - коэффициент модуля передачи (для прямозубых колес [1,стр.20]).

m ≥ = 1,95

Принимаем стандартный модуль m = 2,0 мм.

Суммарное число зубьев определим по формуле [1,стр.21]:

Σ = 2·aw / m = 2·250 / 2,0 = 250.

Число зубьев шестерни:

1 = zΣ / (U+1) = 250 / (5+1) = 41,67.

Принимаем z1 = 42.

Число зубьев колеса:

2 = zΣ - z1 = 250 - 42 = 208.

Фактическое передаточное число

ф = z2/z1 = 208/42 = 4,95.

Определяем размеры колес:

Делительные диаметры:

шестерни: d1 = z1·m = 42·2,0 = 84 мм.

колеса: d2 = 2aw - d1 = 2·250 - 84 = 416 мм.

Диаметры окружностей вершин:

шестерни: da1 = d1+2m = 84 + 2·2,0 = 88 мм.

колеса: da2 = d2+2m = 416 + 2·2,0 = 420 мм.

Диаметры окружностей впадин: