Новосибирская государственная академия водного транспорта

Кафедра «ТММ и ДМ»

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

Новосибирск 2005 г.

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Подбор электродвигателя и определение крутящих моментов

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.3 Определение основных параметров

2.4 Проверка на контактную выносливость

2.5 Проверка на изгибную выносливость

2.6 Силы, действующие в зацеплении

3. Расчет деталей редуктора

3.1 Проектирование валов редуктора

3.2 Расчет тихоходного вала редуктора

3.3 Расчет подшипников качения на тихоходном валу

3.4 Расчет шпоночного соединения

4. Расчет муфт

5. Технико-экономические показатели

Спецификация редуктора цилиндрического

Спецификация привода цепного конвейера

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Объектом курсового проекта является привод цепного конвейера с червячным редуктором.

Редукторы бывают: червячные, цилиндрические, конические, волновые и т.д. Чаще всего они выполняются в виде отдельного механизма, служащего для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, а так же понижает угловую скорость на валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса, который может быть получен при помощи литья или сварки. В самом корпусе уже располагают отдельные части: валы, зубчатые колеса, подшипники и др. Литье корпусов обычно применяют при серийном производстве так как это более целесообразно, и изготавливают чаще всего из чугуна.

В процессе проектирования по курсу детали машин ставится целью использовать опыт конструирования унифицированных передач, накопленный в промышленности. Проектируемый редуктор может быть общего или специального назначения. Редукторы специального назначения допускается выполнять с нестандартными параметрами. Однако при проектировании даже нестандартных редукторов необходимо широко использовать стандартные и нормализованные стали.

Для передачи крутящего момента от двигателя к редуктору, либо от редуктора к рабочей машине используют различные передачи, такие как ременные цепные, но чаще всего используют муфты. Конструкция муфт разнообразна. Тип муфты выбирают в зависимости от тех требований, которые предъявляются к ней в данном приводе. Муфта должна компенсировать несоосность валов, уменьшать динамические нагрузки, предохранять привод от перегрузки и т.д.

Если стандартные муфты не удовлетворяют условиям конструкции, проектируют специальные муфты. Основной паспортной характеристикой любой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. Так же рассматривают редуктор по технико-экономическим показателям для определения и стремлению к мировому уровню машиностроения.

1. Подбор электродвигателя для привода и определение крутящих моментов на валах

Определяем мощность привода цепного конвейера

, (1)

.

Необходимая мощность двигателя

, (2)

где – общий к.п.д. привода.

Из заданной кинематической схемы привода определяется зависимостью

, (3)

где – к.п.д. зубчатой передачи;

– к.п.д. муфты;

– коэффициент, учитывающий потери в опорах вала;

– число валов.

– число муфт

.

Определяем необходимую мощность двигателя по формуле (2)

.

Выбираем электродвигатель 132S8/720 номинальной мощностью и частотой вращения .

Угловая скорость быстроходной ступени редуктора

, (4)

.

Определяем угловую скорость барабана

, (5)

.

Общее передаточное отношение привода

, (6)

.

Находим угловую скорость на тихоходном валу редуктора

, (7)

.

Вычисляем крутящие моменты на валах привода

,

,

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле

, (8)

где – предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент запаса прочности;

– коэффициент долговечности;

, – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Для зубчатых колес назначаем сталь 40Х с термообработкой: улучшение+закалка Т.В.Ч – для колеса HB=280, сталь 35ХМ. – для шестерни с термообработкой улучшение + закалка HRC=53, HB=295. Определяем пределы контактной выносливости:

– для шестерни ;

– для колеса .

Коэффициент запаса прочности . Принимаем .

Коэффициент долговечности определяется по формулам:

при , (9)

где – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости;

– эквивалентное число циклов напряжений.

при . (10)

Эквивалентное число циклов напряжений определяется по формуле

, (11)

где – коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму;

– число зацеплений зуба за один оборот колеса;

– продолжительность работы передачи за расчетный срок службы, ч.

Коэффициент определяется по формуле

, (12)

где , – максимальное и промежуточное значения крутящих моментов;

– соответствующие этим моментам частота вращения и продолжительность работы.

Продолжительность работы передачи за расчетный срок службы

,

.

Использую формулу (12) определим коэффициент , с учетом того, что

,

.

Определяем базовые числа циклов напряжений по формуле

,

.

Определяем эквивалентные числа циклов напряжений по формуле (12)

Коэффициенты долговечности т.к. и .

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (8) для шестерни и колеса

,

.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее.

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле

, (13)

где – базовый предел выносливости зубьев, определяемый в зависимости от способа термической или химико-термической обработки, МПа;

– коэффициент безопасности;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Определяем базовый предел выносливости зубьев

Определяем базовый предел выносливости зубьев

,

.

Коэффициент долговечности определяется по формуле

, (14)

где – базовое число циклов напряжений ;

– эквивалентное число циклов напряжений;

– показатель степени кривой усталости

Эквивалентное число циклов напряжений определяется по формуле

, (15)

где – коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму.

Коэффициент определяется по формуле

, (16)

,

.

Определяем эквивалентные числа циклов напряжений по формуле (15)

,

.

По формуле (14) находим коэффициент долговечности для шестерни и колеса

,

.

Коэффициенты долговечности равны 1, так как они не могут быть меньше 1.

Определяем допускаемые изгибные напряжения по формуле (13)

,

.

2.3 Определение основных параметров

Ориентировочное значение межосевого расстояния , мм, определяется по формуле

, (17)

где – вспомогательный коэффициент ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

– коэффициент ширины зубчатого колеса .

Определяем коэффициент

.

Коэффициент принимаем в зависимости от параметра по графику, .

Вычисляем межосевое расстояние по формуле (17)

Принимаем .

Определяем рабочую ширину венца

.

Принимаем ширину венца и .

Нормальный модуль ; принимаем .

Определяем число зубьев шестерни и колеса

;

.

Принимаем и .

Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин, основные диаметры и диаметры впадин шестерни и колеса

;

;

;

;

;

.

Уточняем межосевое расстояние

Окружная скорость

.

Для данной скорости рекомендуется 8 я степень точность.

2.4 Проверка на контактную выносливость

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления определяется следующим образом:

, (18)

где – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес определяется по формуле:

, для стальных зубчатых колес принимаем .

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:

, (если и, ,

то ),

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:

,

где - коэффициент торцевого перекрытия

, ,

тогда .

–удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:

, (19)

где (для прямозубых передач), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

(определяется по графику), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;

– окружная сила,

– коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, определяется по формуле:

, (20)

где – удельная окружная динамическая сила, определяется по формуле:

,

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головок зубьев,

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев колеса и шестерни,

тогда ,

.

Рассчитываем по формуле (20)

.

Рассчитываем по формуле (19)

H/мм.

Находим допускаемые контактные напряжения по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий шероховатость сопряжённых поверхностей зуба,

– коэффициент, учитывающий окружную скорость, определяется по графику

– коэффициент долговечности определяется по графику в зависимости от отношения ,

- коэффициент безопасности,

- предел контактной выносливости,

тогда МПа.

Определяем расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления по формуле (18)

МПа.

Проверяем прочность зубьев при перегрузках по формуле,

где допускаемое предельное напряжение,

гдеМПа – предел текучести,

тогда МПа

Определим прочность зубьев при перегрузках

.

2.5 Проверка на изгибную выносливость

Выносливость зубьев, необходимая для предотвращения усталостного излома зубьев, устанавливают сопоставлением расчетного местного напряжения от изгиба в опасном сечении на переходной поверхности и допускаемого напряжения .

Расчетное местное напряжение при изгибе определяется по формуле

, (21)

где – удельная окружная сила;

– коэффициент, учитывающий влияние формы зуба и концентрацию напряжений;

(для прямозубой передачи) – коэффициент, учитывающий влияние наклона зуба;

– коэффициент, учитывающий влияние перекрытия зубьев.

Определим коэффициенты и , .

Определяем окружную силу на делительном цилиндре Н/м

Коэффициент определяем по формуле

, (22)

где – динамическая добавка.

Динамическую добавку можно определить по следующей формуле

, (23)

где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

– коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца

– удельная окружная динамическая сила.

,

где – коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификации профиля головки зубьев;

– коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса.

.

Определяем динамическую добавку по формуле (23)

.

Вычисляем коэффициент по формуле (22)

.

Определим удельную окружную силу по формуле

Определим допускаемые напряжения изгиба на выносливость шестерни и колеса, МПа

,

где – коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки,

– коэффициент долговечности,

– коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатого колеса и шестерни,

– коэффициент, учитывающий способ получения зубчатого колеса, тогда

МПа,

МПа.

Определяем отношение для шестерни и колеса,

Определяем расчетное напряжение по формуле (21)

МПа

Сопоставляем расчетное и допускаемое напряжения, .

Проверяем прочность зубьев при перегрузках на изгиб по формуле

где допускаемое предельное напряжение,

гдеМПа – предел текучести

2.6 Силы, действующие в зацеплении

В прямозубой передаче нормальная сила направлена под углом к торцу колеса. Разложив на составляющие, получим окружную силу

;

радиальную силу

;

3. Расчет деталей редуктора

3.1 Проектирование валов редуктора

3.1.1 Общие сведения

Проектный расчет вала выполняется по напряжениям кручения (касательным), т.е. при этом не учитываются напряжения изгиба, концентрация напряжений и их цикличность. Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение

принимают заниженным [τ] = 10–20 МПа. При этом меньшие значения принимаются для быстроходных валов, а большие – для тихоходных.

Редукторный вал имеет ступенчатую форму, которая обеспечивает удобство монтажа, возможность осевой фиксации расположенных на валу деталей и приближает его по форме к брусу равного сопротивления. Количество и размеры ступеней зависит от количества и размеров, установочных на вал деталей. Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой i – той ступени вала: диаметр di и длину Li.

Переходный участок вала между двумя смежными ступенями разных диаметров может быть выполнен галтелью постоянного радиуса или канавкой для выхода шлифовального круга. Шлифуется посадочная поверхность вала в местах установки подшипников для требуемой стандартом шероховатости.

Так – как диаметры шестерни и быстроходного вала близки к друг другу, в редукторах обычно выполняют шестерню заодно с валом (вал – шестерня).

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):

;

где Т – крутящий момент на валу, Нм

[τ]кр – допускаемые касательные напряжения, Па

Примем равной 25

Если диаметр выходного конца быстроходного вала соединен с двигателем через муфту, то d1 необходимо согласовать с диаметром вала электродвигателя d1.

Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

где t – высота буртика.

Примем равной 30

Диаметр второй ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:

Третья ступень вала (под шестерню):

где r – координата фоски подшипника.

Первая ступень вала (под элемент открытой передачи или полумуфту):

Ориентировочные размеры ступеней вала определяются по зависимостям представленным ниже.

;

где Т – крутящий момент на валу, Нм

[τ]кр – допускаемые касательные напряжения, Па

принимаем

Вторая ступень вала (под уплотнения крышки с отверстием и подшипник):

где t – высота буртика.

Диаметр второй ступени округляется до ближайшего числа кратного пяти:

Третья ступень вала (под колесо):

Размеры пятой ступени:

принимаем

Данная ступень может быть заменена распорной втулкой.

3.2 Расчет тихоходного вала редуктора

Выполним проектный расчет вала и его опор (см. рис.): Нм, мин, ширина колеса – 39 мм, диаметр колеса мм,; на выходном конце вала упругая муфта; материал вала – сталь 45Х, улучшенная, Мпа, Мпа. Срок службы длительный, нагрузка близка к постоянной, допускается двух кратная кратковременная перегрузка.

1. Диаметр выходного конца вала определяем при посадки колеса мм; диаметр в месте посадки подшипников мм; диаметр в месте посадки муфты мм; мм; мм; мм.

2. Определяем допускаемую нагрузку на выходном конце вала, полагая, что редуктор может быть использован как редуктор общего применения Н.

Определяем силы в зацеплении по формуле Н; Н.

4. Определяем реакции в опорах и строим эпюры изгибающих и крутящих моментов (см. рис. 1). Рассмотрим реакции от сил и действующих в вертикальной плоскости. Сумма проекций: ; . Сумма моментов . При этом =

=Н; Н

Реакции от сил и , действующим в горизонтальной плоскости.

Н.

3.2.1 Расчетная

Просчитаем два предполагаемых опасных сечений: сечение I – I под колесо, и сечение II – II рядом с подшипником, ослабленное галтелью. Для первого сечения изгибающий момент:

Нмм,

Крутящий момент Нмм.

Напряжение изгиба или Мпа.

Напряжение кручения или Мпа.

Определяем

МПа;

МПа;

МПа.

По таблицам определяем для шпоночного паза ,.

По графику , для шлифовального вала .

По формулам ; .

Запас сопротивления усталости по изгибу

где ;

;

; – Коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении

– Коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости,

– масштабный фактор,

- фактор шероховатости.

Запас сопротивления усталости по кручению

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба

Для второго сечения II – II изгибающий момент Нмм; крутящий момент Нмм.

Напряжение изгиба или Мпа.

Напряжение кручения или Мпа.

Принимаем галтели равным 2 мм; и находим ; .

Запас сопротивления усталости по изгибу

Запас сопротивления усталости по кручению

Запас сопротивления усталости при совместном действии напряжений кручения и изгиба

Больше напряжено второе сечение

3.3 Расчет подшипников качения на тихоходном валу

Суммарные реакции:

для опоры ;

для опоры .

Выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные 208 легкой серии , , , , .

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре.

Поэтому кН,

Расчетная долговечность, мил. Об.

Расчетная долговечность, ч:

ч;

где об/мин – частота вращения тихоходного вала.

Определяем эквивалентную долговечность:

тыс. ч.;

где – коэффициент режима нагрузки.

млн. об.

Динамическая грузоподъемность:

H.

Условие динамической грузоподъемности выполняется

3.4 Расчет шпоночного соединения

Шпонки призматические. Размеры сечений шпонок, пазов и длин выбираем по СТ СЭВ 189–75.

Для шпонок выбираем материал сталь 45 с нормализацией. Напряжение смятия и условие прочности рассчитываем по формуле

, (25)

где – диаметр вала;

– высота шпонки;

– глубина паза на валу;

– длина шпонки;

– ширина шпонки;

– допускаемые напряжения смятия (для стальной ступицы и от режима работы выбирается в пределах ).

Быстроходный вал

.

Тихоходный вал

Проверяем шпонку под кулачковой муфтой

4. Расчет муфт

Быстроходный вал редуктора соединяется с электродвигателем муфтой. Выбираем сравнительно простую и широко распространенную в приводах машины муфту с резиновой звездочкой.

Работоспособность резиновой звездочки определяется напряжением смятия и определяется по формуле

, (26)

где – число зубьев звездочки (6)

– внешний диаметр зубьев звездочки;

– внутренний диаметр зубьев звездочки;

– длина упругого элемента ;

– допускаемое напряжение смятия .

,

Условие прочности выполняется.

Тихоходный вал редуктора соединяется с приводом муфтой. Выбираем сравнительно простую и широко распространенную в приводах машины муфту с резиновой звездочкой.

Работоспособность резиновой звездочки определяется напряжением смятия и определяется по формуле (26)

,

Условие прочности выполняется.

5. Технико-экономические показатели

Степень стандартизации редуктора

,

где – число стандартных деталей;

– число всех деталей редуктора.

.

Весовой показатель редуктора

, (27)

где – вес сухого редуктора.

Вес сухого редуктора определим по формуле

, (28)

где – коэффициент заполнения ;

– объем редуктора;

– средняя плотность стали .

Определяем объем редуктора

,

где – длина редуктора ;

– ширина редуктора ;

– высота редуктора .

.

Вычисляем вес сухого редуктора по формуле (28)

.

По формуле (27) вычисляем весовой показатель редуктора

.

Заключение

В курсовом проекте был разработан червячный редуктор к приводу цепного конвейера, а так же представлен расчет редуктора и основные геометрические размерения. Сам привод и редуктор были спроектированы на листах формата А1.

В работе были использованы знания из ряда использованных дисциплин: механики, сопротивления материалов, технологии металлов, взаимозаменяемости и др.

К данному редуктору была разработана муфта, цепная передача от редуктора к конвейеру. А так же выбран материал для той или иной детали редуктора. При расчете были учтены кратковременные перегрузки, которые могут происходить во время работы привода, и просчитан на выносливость различных деталей.

Редуктор проверен по технико-экономическим показателям, по которым видно, что редуктор близок к мировому уровню.