Привод цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования

«Норильский государственный индустриальный институт»

Кафедра «Механики и инженерной графики»

Расчетно-графическая работа

по дисциплине: «Детали машин и основы конструирования»

Привод цепного конвейера

Автор расчетно-графической работы

Павлова Ю.В.

Специальность (направление):

15.03.02 - «Металлургические машины и оборудование»

Группа: ММб-14.

Руководитель работы

Е.В. Лаговская

2016



Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего образования «Норильский государственный индустриальный институт»

Кафедра «Механики и инженерной графики»

Задание

Студент Павлова Ю.В. группа ММб-14

Тема: Привод цепного конвейера

Дата представления работы к защите: «01» декабря 2016 г.

Исходные данные (таблица 1, рис. 1).

Таблица 1

Параметр	Варианты значений исходных данных к заданию 207
	1	2	3	4	5	6	7	8	9	10
F, кH	3,6	2,9	3,0	3,5	3,8	4,0	4,4	4,6	4,8	5,0
х, м/с	0,8	0,85	1,1	0,85	0,78	1,1	1	0,7	0,8	0,75
t, мм	80	80	80	80	100	100	100	80	80	100
z	6	6	7	7	8	7	8	6	6	8

Известны:

F - cила полезного сопротивления движению звездочки со стороны тяговой цепи;

х - скорость тяговой цепи;

t - шаг тяговой цепи;

z - число зубьев тяговой звездочки.

Срок службы привода без ремонта редуктора - 5 лет по 300 дней в году и 16 часов в сутки. Нагрузка близка к постоянной. При пуске нагрузка кратковременно может возрастать до 130% от номинальной нагрузки.

Выбор материалов зубчатых колес ограничен перечнем: стали 40, 45, 40Х. Производство приводов мелкосерийное.



Рис. 1. Кинематическая схема привода: 1 - двигатель; 2 -муфта; 3,4,5,6 -двухступенчатый цилиндрический зубчатый закрытый редуктор; 7 - тяговая звездочка. I - вал двигателя с быстроходным валом редуктора; II, III - тихоходные валы редуктора

Рис. 2. Схема расположения конструктивных элементов

Для быстроходной ступени редуктора, где k изменяется от 0,85 до 0,9:

i_Б=kv(i_мех)

i_мех - передаточное отношение механизма

Содержание расчетно-графической работы:

Техническая характеристика механизма привода цепного конвейера.

Энергетический расчет механизма.

Срок службы приводного устройства.

Предварительный кинематический расчет привода. Выбор электродвигателя.

Уточненный кинематический расчет.

Предварительный силовой расчет.

Выбор материалов для зубчатых колес.

Расчет на прочность зубчатых колес.

Руководитель: __________________________________ Лаговская Е.В.

Задание к исполнению принял: _____________________ Павлова Ю.В.



1. Техническая характеристика механизма привода цепного конвейера

механизм привод цепной конвейер

Привод, показанный на кинематической схеме (рис. 1), состоит из двигателя поз. 1, муфты поз. 2 и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора поз. 3, 4, 5, 6. При этом одно из зубчатых зацеплений является косозубым (поз. 3, 4). Ведущий вал редуктора расположен внизу, корпус редуктора имеет два разъема (см. схему расположения конструктивных элементов). Тяговая звездочка (поз. 7) конвейера установлена на выходном валу редуктора.

2. Энергетический расчет механизма

Мощность сил полезных сопротивлений потребителей энергии - сил сопротивления движения тяговой звездочки (поз. 7):

Составим схему передачи энергии на конвейерную ленту и определим ту мощность двигателя, которую он должен развивать, обеспечивая работу конвейера).

Рис. 3. Схема передачи энергии

==2, 9• 0, 85=2,467 кВт,

F - cила полезного сопротивления движению звездочки со стороны тяговой цепи,

х - скорость тяговой цепи (табл. 1).

Значения КПД простых механизмов, входящих в состав привода:

Для закрытых зубчатых передачопределяем по табл. 2.2 2, с. 40:

==0,96

Для муфтнаходим по табл. 1.4 1, с. 10:

=1

Мощность движущих сил двигателя находим по примеру рис. 2.28 [1, с. 57]

= = =2,677 кВт,

Следовательно, мощность движущих сил, которую должен развивать электродвигатель (поз. 1):

=2,677 кВт

3. Срок службы приводного устройства

Назначим ресурс проектируемого изделия, учитывая, что данный редуктор должен работать пять лет по 300 дней в году и 16 часов в сутки с коэффициентом загрузки в сутки .

Получим ресурс изделия:

5 • 300 • 16 • 0,2 = 4800 часов.

4. Предварительный кинематический расчет. Выбор электродвигателя

После расчета требуемой мощности двигателя следует определить ориентировочное значение частоты вращения вала электродвигателяn₁.

Найдем сначала частоты вращения исполнительных элементов механизма (поз. 7):

= = =106, 25 об/мин.

Назначим ориентировочные значения передаточных отношений отдельных ступеней из таблицы П.1.2:=5,=4.

Получим ориентировочное передаточное число механизма:

==5•4=20

Следовательно, ориентировочно частота вращения вала двигателя:

n_I = n_III= 106,25• 20 =2125 об/мин.

В результате установлено, что частота вращения вала электродвигателя должна быть около 2000 об/мин.

Согласно расчетам, представленным на листе 3 курсовой работы, расчетная мощность электродвигателя составляет

=2,677 кВт.

Учитывая этот результат, а также итоги предварительного кинематического расчета выбираем двигатель по таблице 2. Электродвигатели серии 4А (для силовых устройств; исполнение закрытое, обдуваемое) 4А90L2, его номинальная мощность Р_ном=3,0 кВт. Частота вращения вала двигателя n_д=2840 об/мин. Двигатель, представленный выше, хорошо работает в номинальном режиме, а именно - при постоянных или близких к постоянным нагрузкам. В то же время он допускает некоторые кратковременные перегрузки:

М_пуск/М_ном=2,1

М_мах/М_ном=2,5

М_пуск/М_ном, М_мах/М_ном - отношения моментов М сил полезных сопротивлений.

Таблица 2

Тип электродвигателя	Рном, кВт	nном, мин-1	Мпуск/Мном	Мmax/Мном
4А90L2	3,0	2840	2,1	2,5

Таблица 3

Элементы условного обозначения двигателя	Присоединительные размеры, мм	Габаритные размеры, мм
	Число полюсов	d1	b	l	d2	d3	d4	L	H	D	h
4А90L	2	24	8	50	180	215	15	350	243	208	153

5. Уточненный кинематический расчет

Передаточные отношения механизма:

= n_I / n_III=2840/106, 25=26,73.

Произведем разбивку по ступеням, а также уточним значения передаточных отношений, приняв ориентировочно числа зубьев элементов зацепления.

Для быстроходной ступени редуктора, где k изменяется от 0,85 до 0,9:



=k

- передаточное отношение механизма

i_3,4= 0,9= 4,65;

i_5,6=i_мех / i_3,4 = 26,73 / 4,65 = 5,75;

i_3,4= z₄ / z₃; z₄=z₃ i_3,4 =204,65 = 93;

i_5,6= z₆ / z₅; z₆=z₅i_5,6= 21 5,75 = 120,75;

i_3,6= i_3,4• i_5,6 =4,65 • 5,75=26,737.

Значения количества зубьев z₃ ,z_4,z_5,z₆приведены в таблице 4.

Таблица 4

z3	z4	z5	z6
20	93	21	120

n_I=2840 об/мин;

n_II= n_I/ i_3,4 = 2840/4,65 = 610,75 об/мин;

n_III= n_I/ i_3,6 = 2840/26,737 = 106,22 об/мин;

щ_I= р•n_I/30= р• 2840/30=297,4 рад/с;

щ_II = р•n_II/30= р • 610,75 /30 =63,96 рад/с;

щ_III= р•n_III/ 30= р• 106,22 /30 = 11,12 рад/с.

Значения оборотов и угловых скоростей валов редуктора приведены в таблице 5.

Таблица 5

nI, об/мин	nII, об/мин	nIII, об/мин	щI, рад/с	щII, рад/с	щIII, рад/с
2840	610,75	106,22	297,4	63,96	11,12



6. Предварительный силовой расчет

Мощность момента сил, вращающих вал II:

P_II = P / з_5,6= 2467 / 0,96=2569,79 Вт.

Момент сил, движущих вал I:

М_I= P_д/ щ_I= 2677/297,4 = 9 Н•м.

Найдем крутящие моменты, действующие на валы II,III:

М_II= P_II/ щ_II= 2569,79 / 63,96 = 40,18 Н•м;

М_III= P/ щ_III=2467 / 11,12 = 221,85 Н•м.

Значения мощности моментов сил, движущих валы редуктора, приведены в таблице 6.

Таблица 6

P, Вт	Pд, Вт	PII, Вт
2467	2677	2569,79

Значения моментов сил, действующих на валы редуктора, приведены в таблице 7.

Таблица 7

МI, Н•м	МII, Н•м	МIII, Н•м
9	40,18	221,85



7. Выбор материалов для зубчатых колес, методов их упрочнения

Проектируемый редуктор относится к изделиям индивидуального производства, поэтому выбираем материал со средними значениями прочностных характеристик - сталь 45.

Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку «улучшение» и учтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 10-40 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса. Принимаем:

для шестерни улучшение НВ 280

для колеса улучшение НВ 260

Материал имеет следующие характеристики прочности материала: предел прочности у_в= 850 МПа, предел текучести у_т= 580 МПа. [табл. 2]

Для обеспечения расчета на выносливость установим базовые числа циклов перемен напряжений для шестерни и колеса:N_но1 =20 •10⁶,N_но2 = 17• 10⁶. [табл. 7 рис. 2]

При выбранных марке стали и термообработке толщина материала (s) не должна превышать 80 мм: s?80 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес. Для определения соотношения рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестерни зададим значение коэффициента ширины зубчатого венца для цилиндрической передачи , для конической . Им соответствуют: ;. [табл. 7]

8. Расчет на прочность зубчатых колес

Пункт 1 для быстроходного вала

Расчет на выносливость

Проектировочный

Передач зубчатых цилиндрических с непрямыми зубьями

09.11.2016

Исходные данные

Материал зубчатых колёс - Сталь 45

Термообработка:

шестерни - Улучшение HV 280, колеса - Улучшение HB 260

Ресурс 4800 часов

Частота вращения шестерни 2840 об/мин

Передаточное число 4,65

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов

Угол наклона зуба 15 градусов (ориентировочное значение)

Число зубьев шестерни 20 (ориентировочное значение)

Крутящий момент на шестерне: 9 ньютон-метров

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1

Коэффициенты нагрузки: Kнв = 1,05, Kfв = 1,1

Результаты расчётов

Допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние определенное из условия контактной выносливости: 69,14 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия выносливости при изгибе зубьев: 0,88 мм. Принимаем за 1.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 24,20 мм,

ширина зубчатого венца 24,20 мм. Принимаем за 24.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Павлова Юлия Владимировна

Статус пользователя ЭВМ - Студент

Структурное подразделение - Учебная группа ММ-14б

Расчет на прочность проверочный

Передач зубчатых цилиндрических с непрямыми зубьями

09.11.2016

Исходные данные

Материал зубчатых колёс - Сталь 45

Термообработка:

шестерни - Улучшение HV 280, колеса - Улучшение HB 260

Пределы текучести материала:

шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа

Пределы прочности материала:

шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа

Ресурс 4800 часов

Частота вращения шестерни 2840 об/мин

Передаточное число 4,65

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов

Угол наклона зуба 15,35888577 градусов

Крутящий момент на шестерне: 9 ньютон-метров

Коэффициенты нагрузки: KHB = 1,05 , KFB = 1,1

Начальный диаметр шестерни: 24 мм. Модуль: 1 мм

Рабочая ширина зубчатого колеса: 24 мм

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6

Результаты расчётов

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 499,09 МПа

расчетное контактное напряжение: 499,41 МПа

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа

расчетное предельное контактное напряжение: 631,71 МПа

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 122,98 МПа, колеса 113,99 МПа

К условию статической прочности по напряжениям изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 464,00 МПа, колеса 464,00 МПа

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 196,76 МПа, колеса 182,38 МПа

Контрольные параметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления, углу наклона зубьев и передаточному числу:

межосевое расстояние: 67,800000

число зубьев шестерни, рассчитанное ЭВМ: 23,14286

число зубьев колеса, рассчитанное ЭВМ: 107,61429

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Павлова Юлия Владимировна

Статус пользователя ЭВМ - Студент

Структурное подразделение - Учебная группа ММ-14б

Пункт 2 для тихоходного вала

Расчет на выносливость

Проектировочный

Передач зубчатых цилиндрических с непрямыми зубьями

09.11.2016

Исходные данные

Материал зубчатых колёс - Сталь 45

Термообработка:

шестерни - Улучшение HV 280, колеса - Улучшение HB 260

Ресурс 4800 часов

Частота вращения шестерни 106,22 об/мин

Передаточное число 5,75

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов

Угол наклона зуба 15 градусов (ориентировочное значение)

Число зубьев шестерни 21 (ориентировочное значение)

Крутящий момент на шестерне: 221,85 ньютон-метров

Коэффициент ширины шестерни относительно диаметра 1

Коэффициенты нагрузки: Kнв = 1,05, Kfв = 1,1

Результаты расчётов

Допускаемое контактное напряжение: 550,65 МПа.

Допускаемое напряжение изгиба зубьев: 201,60 МПа.

Межосевое расстояние определенное из условия

контактной выносливости: 222,57 мм.

Модуль зацепления, определенный из условия

выносливости при изгибе зубьев: 2,48 мм. Принимаем за 2.

Определенные из условия контактной выносливости:

начальный диаметр шестерни 65,21 мм,

ширина зубчатого венца 65,21 мм. Принимаем за 65.

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Павлова Юлия Владимировна

Статус пользователя ЭВМ - Студент

Структурное подразделение - Учебная группа ММ-14б

Расчет на прочность проверочный

Передач зубчатых цилиндрических с непрямыми зубьями

09.11.2016

Исходные данные

Материал зубчатых колёс - Сталь 45

Термообработка:

шестерни - Улучшение HV 280, колеса - Улучшение HB 260

Пределы текучести материала:

шестерни 580 МПа, колеса 580 МПа

Пределы прочности материала:

шестерни 850 МПа, колеса 850 МПа

Ресурс 4800 часов

Частота вращения шестерни 106,22 об/мин

Передаточное число 5,75

Базовое число циклов перемен напряжений:

шестерни 20000000 циклов, колеса 17000000 циклов

Угол наклона зуба 15,35888577 градусов

Крутящий момент на шестерне: 221,85 ньютон-метров

Коэффициенты нагрузки: KHB = 1,05, KFB = 1,1

Начальный диаметр шестерни: 65 мм. Модуль: 2 мм

Рабочая ширина зубчатого колеса: 65 мм

Степень точности изготовления зубчатых венцов: 8

Коэффициент кратковременных перегрузок: 1,6

Результаты расчётов

К условию контактной выносливости:

допускаемое контактное напряжение: 550,65 МПа

расчетное контактное напряжение: 522,25 МПа

К условию статической прочности по контактным напряжениям:

допускаемое предельное контактное напряжение: 1624,00 МПа

расчетное предельное контактное напряжение: 660,61 МПа

К условию изгибной выносливости:

допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 236,88 МПа, колеса 219,96 МПа

расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 174,31 МПа, колеса 167,31 МПа

К условию статической прочности по напряжениям изгиба:

предельные допускаемые напряжения изгиба зубьев:

шестерни 464,00 МПа, колеса 464,00 МПа

предельные расчетные напряжения изгиба зубьев:

шестерни 278,89 МПа, колеса 267,70 МПа

Контрольные параметры, определенные по начальному диаметру шестерни, модулю зацепления, углу наклона зубьев и передаточному числу:

межосевое расстояние: 219,375000

число зубьев шестерни, рассчитанное ЭВМ: 31,33929

число зубьев колеса, рассчитанное ЭВМ: 180,20089

Фамилия, имя пользователя ЭВМ - Павлова Юлия Владимировна

Статус пользователя ЭВМ - Студент

Структурное подразделение - Учебная группа ММ-14б

Размещено на Allbest.ru

...