Привод цепного конвейера

Курсовой проект.прикладная .docx

Горно-технологический факультет
Кафедра механики и инженерной графики
ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА
Пояснительная записка к
курсовому проекту по дисциплине
“Прикладная механика”
Руководитель работы к.т.н. доцент
студент группы ГИ-15
ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА
ПРИВОДА ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА
Привод цепного конвейера состоит из двухступенчатого цилиндрического редуктора поз. 3 4 5 6 7 двигателя поз. 1 муфты поз. 2. Ведущий вал редуктора расположен наверху корпус редуктора имеет два разъема. Тяговая звездочка конвейера (поз. 8) установлена на тихоходном валу редуктора. Нагрузка близка к постоянной. При пуске нагрузка кратковременно может возрастать до 130% от номинальной нагрузки. Срок службы привода без ремонта редуктора -7 лет по 300 дней в году и 10 часов в сутки. Выбор материалов зубчатых колес ограничен перечнем: стали 40 45 40Х. Производство мелкосерийное.
Кинематическая схема
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ МЕХАНИЗМА
Мощность сил полезных сопротивлений потребителей энергии – силы сопротивления движения звездочки поз.8:
Р8=F= 18кН*14мc=25кВт
Значения КПД простых механизмов которые входят в состав данного привода:
Составим схему передачи энергии на тяговую звездочку конвейера и определим часть мощности которую он должен развивать чтобы обеспечить работу конвейера.
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.
ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ
Расчёт выполняется с целью определения ориентировочного значения частоты вращения вала электродвигателя nIII.
n III = = = 131.25 обмин
Назначим ориентировочные значения передаточных отношений отдельных ступеней: i 67 = 4. Получаем ориентировочное придаточное отношение механизма :
Следовательно ориентировочно частота вращения вала равно:
В результате установлено что частота вращения вала электродвигателя должна быть около 1500 обмин.
Выбираем двигатель 4А100S4 его номинальная мощностьР ном = 30 кВт частота вращения вала двигателя n = 1435 обмин двигатель допускает кратковременные нагрузки = 2.
Диаметр вала двигателя d = 28 мм.
УТОЧНЕННЫЙ КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.
Передаточное отношение механизма:
Передаточные отношения быстроходной и тихоходной ступеней:
Произведем разбивку i37 по двум ступеням а также уточним значения передаточных отношений приняв ориентировочные числа зубьев зацеплений:
i 37 = i 34 i 67 = 3 36 = 81
Определим частоты вращения и угловые скорости валов:
n I = 1435 I = = = 150.2
n II = = = 478.3 II = = = 50
n III = = = 1772 III = = = 185
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ СИЛОВОЙ РАСЧЕТ.
Определяем мощности Найдем крутящие моменты
моментов сил вращающих валы: действующие на валы:
P I = P дв = 3000 Вт M 1 = = = 19.97 Н*м
P II = P I 34 = 3000 097 = 2910 Вт M 2 = = = 58.2 Н*м
P III = P II 67 = 2910 093 = 2822 Вт M 3 = = = 1525 Н*м
ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ
КОЛЕС МЕТОДОВ ИХ УПРОЧНЕНИЯ
Проектируемый редуктор относится к изделиям мелкосерийного производства поэтому выбираем относительно недорогую сталь 45 со средними значениями прочностных характеристик.
Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку «улучшение» и учтем что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса.
для шестерни – улучшение НВ 280
для колеса – улучшение НВ 260.
Выбранная сталь имеет следующие характеристики прочности: предел прочности
В = 850 МПа предел текучести Т = 580 МПа.
Для выполнения последующих расчетов на выносливость установим базовые числа циклов перемен напряжений для шестерни и колеса: NH01 = 20·106 NH02 = 17·106.
При выбранных марке стали и термообработке толщина материала (s) не должна превышать 80 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес. Для определения соотношений рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестерни зададим значение коэффициента ширины зубчатого венца φbd = 1. Ему соответствует KHВ = 105 и KFВ = 115.
Рассчитаем ресурс проектируемого изделия учитывая что данный редуктор должен работать 7 лет по 300 дней в году по 10 часов в сутки. Получим ресурс изделия:
Lh = 7·300·10 = 21000 часов.
РАСЧЁТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС.
Данный расчёт производится для выяснения таких размеров зубчатых венцов механизма при которых будет обеспечена его безопасная работа без разрушений под влиянием рабочих нагрузок.
Т.к. зубья находятся в постоянном взаимодействии между собой то в точках передачи нагрузки возникают контактные напряжения (рис. 1а) так же у основания зуба возникают напряжения изгиба зубьев (рис.1 б).
– контактное напряжение
– напряжение изгиба зубьев.
- условие контактной выносливости
-условие изгибной выносливости
При кратковременных перегрузках данные условия примут вид:
Обозначение размеров зубчатых колес быстроходной ступени:
На рис. 2 показано обозначение размеров зубчатых колес быстроходной ступени.
1.а. Проектировочные расчеты на выносливость зубьев тихоходной ступени
РАСЧЕТ НА ВЫНОСЛИВОСТЬ
П Р О Е К Т И Р О В О Ч Н Ы Й
ПЕРЕДАЧ ЗУБЧАТЫХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ С НЕПРЯМЫМИ ЗУБЬЯМИ
И С Х О Д Н Ы Е Д А Н Н Ы Е
Материал зубчатых колёс - Сталь 45
шестерни - Улучшение HB 280 колеса - Улучшение HB 260
Частота вращения шестерни 4783 обмин
Передаточное число 27
Базовое число циклов перемен напряжений:
шестерни 20000000 циклов колеса 17000000 циклов
Угол наклона зуба 15 градусов (ориентировочное
Число зубьев шестерни 20 (ориентировочное
Крутящий момент на шестерне: 582 ньютон-метров
Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1
Коэффициенты нагрузки: Kнв = 105 Kfв = 115
Р Е З У Л Ь Т А Т Ы Р А С Ч Ё Т О В
Допускаемое контактное напряжение: 49909 МПа.
Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 20160 МПа.
Межосевое расстояние определенное из условия
контактной выносливости: 10665 мм.
Модуль зацепления определенный из условия
выносливости при изгибе зубьев: 167 мм.
Определенные из условия контактной
начальный диаметр шестерни 4585 мм
ширина зубчатого венца 4585 мм.
Фамилия имя пользователя ЭВМ – Мамедов Юсиф
Статус пользователя ЭВМ - Студент
Структурное подразделение - Учебная группа ГИ-15
1.б. Проектировочные расчеты на выносливость зубьев быстроходной ступени
Частота вращения шестерни 1435 обмин
Передаточное число 297
Крутящий момент на шестерне: 20 ньютон-метров
контактной выносливости: 6588 мм.
выносливости при изгибе зубьев: 117 мм.
начальный диаметр шестерни 3258 мм
ширина зубчатого венца 3258 мм.
2 ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ ЗУБЧАТЫХ ВЕНЦОВ.
2.а. Для тихоходной ступени
Наименование и обозначение параметра
Расчетные формулы для
передач без смещения
С учетом результатов проектировочного расчета подбирается по ГОСТ 9563-60 – см. табл. 2.5
Значение dw 1 берут из результатов проектировочного расчета на прочность уточняют его; dw2 находят по передаточному числу и уточнен-
ному значению dw1: dw2 = dw1 u
аw = а = (d1 + d2) 2 =
Значение ширины берут из результатов проектировочного расчета и округляют до целого
С учетом округленного значения bw :
Передаточное число u
2.б. Для быстроходной ступени
3.а. Проверочные расчеты на прочность зубьев тихоходной ступени
РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ПРОВЕРОЧНЫЙ
Пределы текучести материала:
шестерни 580 МПа колеса 580 МПа
Пределы прочности материала:
шестерни 850 МПа колеса 850 МПа
Угол наклона зуба 146950393059226 градусов
Коэффициенты нагрузки: KHB = 105 KFB = 115
Начальный диаметр шестерни: 465217391304348 мм. Модуль: 225 мм
Рабочая ширина зубчатого колеса: 46 мм
Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8
Коэффициент кратковременных перегрузок: 24
К условию контактной в ы н о с л и в о с т и:
допускаемое контактное напряжение: 49909 МПа
расчетное контактное напряжение: 47954 МПа
К условию статической прочности по контактным напряжениям:
допускаемое предельное контактное напряжение: 162400 МПа
расчетное предельное контактное напряжение: 74289 МПа
К условию изгибной выносливости:
допускаемые напряжения изгиба зубьев:
шестерни 23688 МПа колеса 21996 МПа
расчетные напряжения изгиба зубьев:
шестерни 9350 МПа колеса 8453 МПа
К условию статической прочности по напряжениям изгиба:
предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:
шестерни 46400 МПа колеса 46400 МПа
предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:
шестерни 22440 МПа колеса 20287 МПа
Контрольные параметры определенные по начальному
диаметру шестерни модулю зацепления углу наклона
зубьев и передаточному числу:
межосевое расстояние: 107000000
число зубьев шестерни рассчитанное ЭВМ: 2000000
число зубьев колеса рассчитанное ЭВМ: 7200000
Фамилия имя пользователя ЭВМ - Мамедов Юсиф
3.б. Проверочные расчеты на прочность зубьев
Угол наклона зуба 177527901619467 градусов
Начальный диаметр шестерни: 315 мм. Модуль: 15 мм
Рабочая ширина зубчатого колеса: 37 мм
Коэффициент кратковременных перегрузок: 25
расчетное контактное напряжение: 47719 МПа
расчетное предельное контактное напряжение: 75450 МПа
шестерни 9112 МПа колеса 8328 МПа
шестерни 22779 МПа колеса 20820 МПа
межосевое расстояние: 63000000
число зубьев колеса рассчитанное ЭВМ: 6000000
Структурное подразделение - Учебная группа ГИ-15
ПРЕДВАРИТЕЛЬНЫЙ РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ ВАЛОВ.
Для изготовления валов назначают Ст45. Так же стоит учитывать что в дальнейшем может появиться необходимость замены марки стали.
Проектировочный расчет диаметра вала ведем по напряжениям возникающем в кручении:
– крутящий момент = 20 - 35 МПа – допускаемые касательные напряжения.
Диаметр быстроходного вала (поз.I)
Быстроходный вал соединяется с муфтой с валом электродвигателя диаметр которого =28 мм. Значения диаметров соединяемых валов не должны отличаться более чем на 25%. Поэтому сначала находим ориентировочно =0.75 . Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал =21 мм. Для посадки подшипника назначаем d=25 мм.
Для посадки подшипника назначаем
Для опор быстроходного вала выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный 46305 по ГОСТ 831-75. Его размеры: Динамическая грузоподъемность подшипника статическая грузоподъемность
Для промежуточного вала (поз.II)
Для опор промежуточного вала выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный 46305 по ГОСТ 831-75. Его размеры: Динамическая грузоподъемность подшипника статическая грузоподъемность
Для тихоходного вала (поз.III)
Для опор тихоходного вала выбираем шарикоподшипник радиально-упорный однорядный 46307 по ГОСТ 831-75. Его размеры: Динамическая грузоподъемность подшипника статическая грузоподъемность
Техническая характеристика .2
Энергетический расчёт механизма .3
Предварительный кинематический расчёт .3
Уточнённый кинематический расчёт ..4
Предварительный силовой расчёт 4
Выбор материала зубчатых колёс методов их упрочнения 5
Расчёты на прочность зубчатых колёс ..6
Проектировочные расчеты на выносливость зубьев тихоходной ступени 7
Проектировочные расчеты на выносливость зубьев быстроходной ступени 8
Геометрические расчёты зубчатых венцов .9
Проверочные расчеты на прочность зубьев
тихоходной ступени 11
Проверочные расчеты на прочность зубьев 12
Предварительный расчёт на прочность
валов. Подбор подшипников. 13

Сборочный чертёж 20502.dwg

Технические характеристики редуктора:
- передаточное число U=10.8
- частота вращения быстроходного вала n1=1435 обмин
- крутящий момент на тихоходном валу Т3= 194.68Нм
Технические требования:
- редуктор залить маслом: индустриальное И-Г-А-32 ГОСТ 20799-75
- не рекомендуется эксплуатироватьредуктор при температуре
Редуктор цилиндрический двухступенчатый

эскизная компоновка.dwg

Спецификации.dwg

Редуктор цилиндрический
Пояснительная записка
Кольцо дистанционное
Прокладка уплотнительная
Болт М10-6gх35.58.016
Болт М10-6gх80.58.016
Болт М5-6gх20.58.016
Болт М6-6gх20.58.016
Болт М8-6gх20.58.016
Болт М6-6gх30.58.016