Проектирование привода ленточного конвейера

Уральский государственный университет путей сообщения

Спроектировать привод.

Сила на выходном элементе привода F = 5 кН.

Скорость на ленте (цепи) привода V = 0,55 м/с.

Диаметр выходного элемента привода D = 400 мм.

Коэффициент перегрузки Кп = 1,5.

Коэффициент годового использования Кг = 0,4.

Коэффициент использования в течении смены Кс = 0,3.

Срок службы L = 5 лет.

Число смен S = 3.

Продолжительность смены T = 8 ч.

Тип нагрузки - переменный.

Содержание

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной мере определяет уровень развития машиностроения.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи конструкторов-машиностроителей. Одним из направлений решения этих задач является совершенствование конструкторской подготовки инженеров высших технических учебных заведений.

Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать различную часть процесса проектирования.

Объектами курсового проектирования являются приводы различных машин и механизмов, использующие большинство деталей и узлов общемашиностроительного применения.

Важной целью выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, включающее умения использовать предшествующий опыт, находить новые идеи, моделировать, используя аналоги. Курсовому проекту по деталям машин свойственна многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.

Важнейшая задача курсового проектирования - развитие умения разрабатывать техническую документацию. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики и машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы над курсовым проектом, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

По табл. 1.1[1] примем следующие значения КПД:

- для закрытой зубчатой цилиндрической передачи: ?1 = 0,975

- для закрытой червячной передачи: ?2 = 0,85

- для открытой цепной передачи: ?3 = 0,925

Общий КПД привода вычисляем по формуле:

? = ?1 · ?2 · ?3 · ?подш.4 · ?муфты1

где ?подш. = 0,99 - КПД одной пары подшипников.

???????муфты = 0,98 - КПД одной муфты.

Подставляя, получим:

? = 0,975 · 0,85 · 0,925 · 0,994 · 0,981 = 0,722

Угловая скорость на выходном валу будет:

?вых. =

Подставляя соответствующие значения, получаем:

?вых. = = 2,75 рад/с

Требуемая мощность двигателя будет:

Pтреб. =

Pтреб. = = 3,809 кВт

В таблице П.1[1](см. приложение) по требуемой мощности выбираем электродвигатель 100L4, с синхронной частотой вращения nдвиг.синх.=1500 об/мин, с параметрами: Pдвиг.=4 кВт и скольжением s=4,7% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения:

nдвиг. = nдвиг.синх. -

Подставляя соответствующие значения, получаем:

nдвиг. = 1500 - = 1429,5 об/мин,

Угловая скорость:

?двиг. =

В итоге получаем:

?двиг. = = 149,697 рад/с.

Oбщее передаточное отношение:

uобщ. =

После подстановки получаем:

uобщ. = = 54,435

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

u1 = 3,15

u2 = 8

u3 = 2,16

Рассчитанные частоты и угловые скорости вращения валов сведены ниже в таблицу.

Таблица 2.1. Частоты и угловые скорости вращения валов.

Мощности на валах:

P1 = Pтреб. · ?подш. · ?(муфты 1) = 3,809 · 103 · 0,99 · 0,98 = 3695,492 Вт

P2 = P1 · ?1 · ?подш. = 3695,492 · 0,975 · 0,99 = 3567,073 Вт

P3 = P2 · ?2 · ?подш. = 3567,073 · 0,85 · 0,99 = 3001,692 Вт

P4 = P3 · ?3 · ?подш. = 3001,692 · 0,925 · 0,99 = 2748,8 Вт

Вращающие моменты на валах:

T1 = = = 24686,48 Н·мм

T2 = = = 75059,929 Н·мм

T3 = = = 505335,354 Н·мм

T4 = = = 999563,636 Н·мм

По таблице П.1(см. приложение учебника Чернавского) выбран электродвигатель 100L4, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин, с мощностью Pдвиг.=4 кВт и скольжением 4,7% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения с учётом скольжения nдвиг. = 1429,5 об/мин,

Таблица 2.2. Передаточные числа и КПД передач.

Таблица 2.3. Рассчитанные частоты, угловые скорости вращения валов и моменты на валах.

Рис. 2.1 Пространственная схема сил в приводе.

Расчёт 1-й зубчатой цилиндрической передачи

Рис. 3.1

1.1 Проектный расчёт

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 2.1-2.3[2]):

- для шестерни:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 300

- для колеса:

сталь: 45

термическая обработка: улучшение

твердость: HB 235

Допустимые контактные напряжения (стр. 13[2]) , будут:

[?]H = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем для сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 :

?H lim b = 2 · HB + 70 .

?H lim(шестерня) = 2 · 300 + 70 = 670 МПа;

?H lim(колесо) = 2 · 235 + 70 = 540 МПа;

SH - коэффициент безопасности SH = 1,1; ZN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

ZN = ,

где NHG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяется по средней твёрдости поверхности зубьев:

NHG = 30 · HBср2.4 ? 12 · 107

NHG(шест.) = 30 · 3002.4 = 26437005,784

NHG(кол.) = 30 · 2352.4 = 14712420,333

NHE = ?H · Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 · n · c · t?

Здесь :

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1429,501 об./мин.; n(колеса) = n2 = 453,81 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- продолжительность работы передачи в расчётный срок службы, ч.:

t? = 365 · Lг · C · tc · kг · kс

- Lг=5 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,4 - коэффициент годового использования;

- kс=0,3 - коэффициент суточного использования.

t? = 365 · 5 · 3 · 8 · 0,4 · 0,3 = 5256 ч.

?H - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

?H = ?

?H = + = 0,298

Тогда:

Nк(шест.) = 60 · 1429,501 · 1 · 5256 = 450807435,36

Nк(кол.) = 60 · 453,81 · 1 · 5256 = 143113521,6

NHE(шест.) = 0,298 · 450807435,36 = 134340615,737

NHE(кол.) = 0,298 · 143113521,6 = 42647829,437

В итоге получаем:

ZN(шест.) = = 0,763

Так как ZN(шест.)<1.0 , то принимаем ZN(шест.) = 1

ZN(кол.) = = 0,837

Так как ZN(кол.)<1.0 , то принимаем ZN(кол.) = 1

ZR = 0,9 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряжённых поверхностей зубьев.

Zv - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости: Zv = 1...1,15.

Предварительное значение межосевого расстояния:

a?' = K · (u1 + 1) ·

здесь К - коэффициент поверхностной твёрдости зубьев, для данных сталей К=10, тогда:

a?' = 10 · (3,15 + 1) · = 82,432 мм.

Окружная скорость Vпредв.:

Vпредв. =

Vпредв. = = 2,973 м/с

По найденной скорости получим Zv:

Zv = 0.85 · Vпредв.0.1 = 0.85 · 2,9730.1 = 0,948

Принимаем Zv = 1.

Допустимые контактные напряжения:

для шестерни [?]H1 = = 548,182 МПа;

для колеса [?]H2 = = 441,818 МПа;

Для прямозубых колес за расчетное напряжение принимается минимальное допустимое контактное напряжение шестерни или колеса.

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение будет:

[?]H = [?]H2 = 441,818 МПа.

Допустимые напряжения изгиба (стр. 15[2]) , будут:

[?]F = ,

По таблицам 2.1 и 2.2 гл. 2[2] имеем

?F lim(шестерни) = 540 МПа;

?F lim(колесо) = 423 МПа;

SF - коэффициент безопасности SF = 1,7; YN - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса.

YN = ,

где NFG - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости:

NFG = 4 · 106

NFE = ?F · Nк - эквивалентное число циклов.

Nк = 60 · n · c · t?

- n - частота вращения, об./мин.; n(шест.) = n1 = 1429,501 об./мин.; n(колеса) = n2 = 453,81 об./мин.

- c = 1 - число колёс, находящихся в зацеплении;

- t?- продолжительность работы передачи в расчётный срок службыб ч.

t? = 365 · Lг · C · tc · kг · kс

- Lг=5 г. - срок службы передачи;

- С=3 - количество смен;

- tc=8 ч. - продолжительность смены;

- kг=0,4 - коэффициент годового использования;

- kс=0,3 - коэффициент суточного использования.

t? = 365 · 5 · 3 · 8 · 0,4 · 0,3 = 5256 ч.

?F - дополнительный множитель для эквивалентной циклической долговечности.

?F = ?

?F = + = 0,253

Тогда:

Nк(шест.) = 60 · 1429,501 · 1 · 5256 = 450807435,36

Nк(кол.) = 60 · 453,81 · 1 · 5256 = 143113521,6

NFE(шест.) = 0,253 · 450807435,36 = 114054281,146

NFE(кол.) = 0,253 · 143113521,6 = 36207720,965

В итоге получаем:

YN(шест.) = = 0,572

Так как YN(шест.)<1.0 , то принимаем YN(шест.) = 1

YN(кол.) = = 0,693

Так как YN(кол.)<1.0 , то принимаем YN(кол.) = 1

YR = 1 - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, переходной поверхности между зубьями.

YA - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При нереверсивной нагрузке для материалов шестерни и колеса YA = 1 (стр. 16[2]).

Допустимые напряжения изгиба:

для шестерни [?]F1 = = 317,647 МПа;

для колеса [?]F2 = = 248,824 МПа;

По таблице 2.5[2] выбираем 8-ю степень точности.

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния по формуле (стр. 18[2]):

a? = Ka · (u1 + 1)1 · ,

где Кa = 450 - для прямозубой передачи, для консольно расположенной цилиндрической передачи выбираем ?ba = 0,25; KH - коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность:

KH = KHv · KH? · KH?

где KHv = 1,149 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения (выбирается по табл. 2.6[2]); KH? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления (погрешностями направления зуба) и упругими деформациями валов, подшипников. Коэффициент KH? определяют по формуле:

KH? = 1 + (KH?o - 1) · KH?

Зубья зубчатых колёс могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становиться более равномерным. Для определения коэффициента неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы KH?o предварительно вычисляем ориентировочное значение коэффициента ?bd:

?bd = 0.5 · ?ba · (u + 1) = 0.5 · 0,25 · (3,15 + 1) = 0,519

По таблице 2.7[2] KH?o = 1,23. KH? = 0,28 - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (табл. 2.8[2]). Тогда:

KH? = 1 + (1,23 - 1) · 0,28 = 1,064

Коэффициент KH? определяют по формуле:

KH? = 1 + (KH?o - 1) · KH?

KH?o - коэффициент распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешность шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности для прямозубой передачи:

KH?o = 1 + 0.06 · (nст - 5) = 1 + 0.06 · (8 - 5) = 1,18

KH? = 1 + (1,18 - 1) · 0,28 = 1,05

В итоге:

KH = 1,149 · 1,064 · 1,05 = 1,284

Тогда:

a? = 450 · (3,15 + 1) · = 110,329 мм.здесь T2 = 75059,929 Н·мм - момент на колесе.

Принимаем ближайшее значение a? по стандартному ряду: a? = 112 мм.

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

d2 = = = 170,024 мм.

Ширина:

b2 = ?ba · a? = 0,25 · 112 = 28 мм.

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

mmax ? = = 3,175 мм.

Минимально допустимый модуль mmin, мм, определяют из условия прочности:

mmin =

где Km = 3.4 · 103 - для прямозубых передач; [?]F - наименьшее из значений [?]F1 и [?]F2.

Коэффициент нагрузки при расчёте по напряжениям изгиба:

KF = KFv · KF? · KF?

Здесь коэффициент KFv = 1,297 - коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Находится по табл. 2.9[2] в зависимости от степени точности по нормам плавности, окружной скорости и твёрдости рабочих поверхностей. KF? - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца, оценивают по формуле:

KF? = 0.18 + 0.82 · KH?o = 0.18 + 0.82 · 1,23 = 1,189

KF? = KH?o = 1,18 - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.

Тогда:

KF = 1,297 · 1,189 · 1,18 = 1,82

mmin = = 0,812 мм.

Из полученного диапазона (mmin...mmax) модулей принимаем значение m, согласуя его со стандартным: m = 1.

Для прямозубой передачи предварительно принимаем угол наклона зубьев: ? = 0o.

Суммарное число зубьев:

Z? = = = 224

После этого определяется действительное значение угла ?o наклона зубьев:

? = = = 0o

Число зубьев шестерни:

z1 = ? z1min = 17 (для прямозубой передачи).

z1 = = 53,976

Принимаем z1 = 54

Коэффициент смещения x1 = 0 при z1 ? 17.

Для колеса внешнего зацепления x2 = -x1 = 0

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

z2 = Z? - z1 = 224 - 54 = 170

Фактическое передаточное число:

uф = = = 3,148

Фактическое значение передаточного числа отличается на 0,1%, что не более, чем допустимые 3%.

Делительное межосевое расстояние:

a = 0.5 · m · (z2 + z1) = 0.5 · 1 · (170 + 54) = 112 мм.

Коэффициент воспринимаемого смещения:

y = = = 0

Диаметры колёс:

Рис. 3.2

делительные диаметры:

d1 = = = 54 мм.

d2 = 2 · a? - d1 = 2 · 112 - 54 = 170 мм.

диаметры da и df окружностей вершин и впадин зубьев колёс внешнего зацепления:

da1 = d1 + 2 · (1 + x1 - y) · m = 54 + 2 · (1 + 0 - 0) · 1 = 56 мм.

df1 = d1 - 2 · (1.25 - x1) · m = 54 - 2 · (1.25 - 0) · 1 = 51,5 мм.

da2 = d2 + 2 · (1 + x2 - y) · m = 170 + 2 · (1 + 0 - 0) · 1 = 172 мм.

df2 = d2 - 2 · (1.25 - x2) · m = 170 - 2 · (1.25 - 0) · 1 = 167,5 мм.

1.2 Проверочный расчёт по контактным напряжениям

?H = ? [?]H

где Z? = 9600 - для прямозубой передачи. Тогда:

?H = = 434,233 МПа ? [?]H = 441,818 МПа.

Силы в зацеплении:

окружная:

Ft = = = 914,314 H;

радиальная:

Fr = = = 332,783 H;

осевая:

Fa = Ft · tg(?) = 914,314 · tg(0o) = 0 H.

1.3 Проверка зубьев передачи на изгиб

в зубьях колеса:

?F2 = ? [?]F2

в зубьях шестерни:

?F1 = ? [?]F1

Значения коэффициента YFS, учитывающего форму зуба и концентрацию напряжений, определяется в зависимости от приведённого числа зубьев zv и коэффициента смещения (2.10[2]). Приведённые числа зубьев:

zv1 = = = 54

zv2 = = = 170

По табл. 2.10[2]:

YFS1 = 3,644

YFS2 = 3,59

Значение коэффициента Y?, учитывающего угол наклона зуба, вычисляют по формуле:

Y? = 1 - = 1 - = 1

Для прямозубой передачи для 8-й точности значение коэффициента, учитывающего перекрытие зубьев Ye = 1.

Тогда:

?F2 = = 213,355 МПа ? [?]F2 = 248,824 МПа.

?F1 = = 216,564 МПа ? [?]F1 = 317,647 МПа.

Проверка на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки.

Целью расчёта является предотвращение остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя или самих зубьев при действии пикового момента Tпик. Действие пиковых нагрузок оценивают коэффициентом перегрузки Kпер. = Tпик. / T(шест.), где Tпик. - максимальный номинальный момент на шестерне.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения поверхностного слоя контактное напряжение ?Hmax не должно превышать допускаемое напряжение [?]Hmax.

Для выбранных сталей допускаемое напряжение принимают:

[?]Hmax = 2.8 · ?т = 2.8 · 540 = 1512 МПа.

Тогда:

?Hmax = ?H ·

?Hmax = 434,233 · = 531,825 МПа ? [?]Hmax = 1512 МПа.

Для предотвращения остаточных деформаций или хрупкого разрушения зубьев напряжение ?Fmax изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое [?]Fmax. Проверку выполняют для зубьев шестерни и колеса в отдельности.

?Fmax = ?F · Kпер. ? [?]Fmax.

Допускаемое напряжение вычисляют в зависимости от вида обработки и типа нагрузки:

[?]Fmax =

YNmax - максимально возможное значение коэффициента долговечности; Kst - коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки; Sst - коэффициент запаса прочности. Для выбранных материалов и для заданного типа нагрузки:

для шестерни:

YNmax1 = 4

Kst1 = 1,2

Sst1 = 1,75

для колеса:

YNmax2 = 4

Kst2 = 1,2

Sst2 = 1,75

Тогда:

[?]Fmax1 = = = 1481,143 МПа;

[?]Fmax2 = = = 1160,229 МПа.

В итоге получаем:

?Fmax1 = ?F1 · Kпер. = 216,564 · 1,5 = 324,846 МПа ? [?]Fmax1 = 1481,143 МПа;

?Fmax2 = ?F2 · Kпер. = 213,355 · 1,5 = 320,032 МПа ? [?]Fmax1 = 1160,229 МПа.

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Таблица 3.2. Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм.

Расчёт 2-й червячной передачи