Приводная станция подвесного конвейера

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный

технический университет»

   Факультет  «Авиа- и кораблестроения»

   Кафедра МАХП

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИПКА

к курсовому проекту

Приводная станция подвесного конвейера

Студент группы  3СУ-1                                                                         Будников Р.С.

Преподаватель                                                                                        А. В. Ступин

2006

Содержание

Техническое задание.

1. Кинематический и силовой расчет привода. 4

1.1. Подбор двигателя. 4

1.2. Кинематический и силовой расчет привода. 6

1.3. Определение ресурса привода. 8

2. Расчет закрытой передачи. 8

2.1. Подбор материала и назначение термообработки. 8

2.2. Определение допустимых контактных напряжений. 9

2.3. Определение допустимых напряжений изгиба. 11

2.4.      Определение основных геометрических параметров передачи  12

2.5. Проверочный расчет. 15

3. Расчет открытой передачи. 18

3.1. Подбор материала и назначение термообработки. 19

3.2. Определение допустимых контактных напряжений. 20

3.3. Определение допустимых напряжений изгиба. 21

3.4.      Определение основных геометрических параметров передачи  21

3.5. Проверочный расчет. 24

4. Проектный расчет валов редуктора. 27

4.1. Выбор муфты.. 27

4.2. Определение геометрических параметров ступеней валов. 28

4.3. Предварительный выбор подшипников. 29

4.4. Определение нагрузок, действующих на валы редуктора. 29

4.5. Проверочный расчет подшипников. 35

5. Конструирование валов. 36

5.1. Быстроходный вал. 36

5.2. Тихоходный вал. 38

6. Проверочный расчет валов. 39

6.1. Быстроходный вал. 39

6.2. Тихоходный вал. 44

7. Проверочный расчет шпонок. 48

7.1. Быстроходный вал. 48

7.2. Тихоходный вал. 49

8. Конструирование насадных зубчатых колес. 49

8.1. Колесо закрытой передачи. 50

8.2. Шестерня открытой передачи. 50

9. Конструирование корпуса. 50

10. Конструирование моторамы.. 52

11. Определение технического уровня редуктора. 53

Список литературы.. 55

 1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1. Подбор двигателя

В качестве двигателя для привода будем использовать стандартный электродвигатель серии 4А. Двигатели этой серии имеют мощности в диапазоне от 0,25 до 7,5 кВт. Чтобы выбрать конкретный двигатель необходимо знать минимально потребную выходную мощность приводной станции и ее КПД.

Общий коэффициент полезного действия привода определим по формуле:

η = η_М ∙ η²_ПК ∙ η_ПС ∙ η_ЗП ∙ η_ОП,

здесь

η = 0,98 ∙ 0,992² ∙ 0,985 ∙ 0,96 ∙ 0,94 = 0,858

Таким образом, общее КПД  привода равно 85,8%.

Определим минимальную потребную мощность двигателя. Она находится по формуле:

.

Здесь P_вых – выходная мощность установки, определяемая как

P_вых = F ∙ v .

Подставляя числовые, значения получим

P_вых = 3000 Н ∙ 0,65 м/с = 1650 Вт.

Следовательно,

.

Определим потребную частоту вращения выходного вала:

,

где d_зв – диаметр звездочки грузовой цепи, определяемый по формуле:

,

Подставляя числовые, значения получим

.

Следовательно

.

Зная частоту вращения, определим число оборотов, которое совершает звездочка грузовой цепи в минуту:

; .

Передаточное отношение привода примем равным 17 (u = 17). Поэтому потребная частота вращения вала двигателя будет равна

,

или

.

Полученным выше потребным параметрам наиболее полно удовлетворяет двигатель 4AM132S8У3, обладающий следующими номинальными характеристиками: P₀ = 4000 Вт; n₀ = 720 об/мин.

Уточним передаточное число привода:

, .

Так как выбранная кинематическая схема является двухступенчатой, то выберем передаточные числа для каждой ступени. Для закрытой передачи значение передаточного числа выбираем из стандартного ряда (СТ СЭВ 221-75): u_ЗП = 4. Передаточное число открытой ступени u_ОП определим исходя из того, что

u_ф = u_ЗП ∙ u_ОП,

следовательно

,

.

1.2. Кинематический и силовой расчет привода

Проведем кинематический и силовой расчет привода. Введем следующую систему индексов:        0 – вал двигателя;
                                   1 – быстроходный вал закрытой передачи;
                                   2 – тихоходный вал закрытой передачи (он же
                                         быстроходный для открытой передачи)
                                   3 – выходной выл привода (тихоходный открытой
                                         передачи).

Определим мощности P_i на валах:

P₀ = 4000 Вт.

P₁ = P₀ ∙ η_М ∙ η_ПК;

P₁ = 4000 Вт ∙ 0,98 ∙ 0,992 = 3891 Вт.

P₂ = P₁ ∙ η_ЗП ∙ η_ПК;

P₂ = 3891 Вт ∙ 0,96 ∙ 0,992 = 3707 Вт.

P₃ = P₂ ∙ η_ОП ∙ η_ПС;

P₃ = 3707 Вт ∙ 0,94 ∙ 0,985 = 3432 Вт.

Найдем числа оборотов n_i валов.

n₀ = 720 об/мин.

n₁ = n₀; n₁ = 720 об/мин.

n₂ = n₁ / u_ЗП; n₂ = 720 об/мин / 4 = 180 об/мин.

n₃ = n₂ / u_ОП; n₂ = 180 об/мин / 4,24 = 42,5 об/мин.

Выразим и частоты вращения ω_i валов через число оборотов по формуле

Таким образом:

;

;

;

;

Вычислим значения крутящих моментов T_i для соответствующих валов по формуле:

T_i = P_i / ω_i

T₀ = 4000 Вт / 75,4 с^-1 = 53 Н∙м

T₁ = 3891 Вт / 75,4 с^-1 = 51,6 Н∙м

T₂ = 3707 Вт / 18,8 с^-1 = 196 Н∙м

T₃ = 3432 Вт / 4,45 с^-1 = 772 Н∙м

Кинематические и силовые параметры привода

1.3. Определение ресурса привода

По условию технического задания привод должен проработать 4 года при эксплуатации в одну смену, продолжительностью 8 часов. Регламентированный срок службы привода в часах L_h можно определить по формуле:

L_h = 365 ∙ L_г ∙ t_с ∙ L_с ∙ (1 – t_пр).

Здесь    L_г = 5       – срок службы привода, год;
             t_с = 8 ч     – продолжительность рабочей смены;
             L_с = 1       – число смен;
             t_пр = 0,15  – относительное время вынужденного простоя.

Таким образом

L_h = 365 ∙ 5 ∙ 8 ч ∙ 1 ∙ (1 – 0,15) = 9 928 ч

Принимаем следующую величину ресурса L_h = 10 000 ч

2. Расчет закрытой передачи

2.1. Подбор материала и назначение термообработки

Для уменьшения металлоемкости шестерни и колеса принимаем, что разность средних твердостей по Бреннелю больше 70. При этом должно выполняться условие: для шестерни – средняя твердость по Роквеллу (шкала C) не меньше 45 единиц, а для колеса – средняя твердость по Бреннелю не превосходит 350 единиц.

В качестве базового материала выбираем Сталь 40Х. Для получения потребных характеристик заготовок назначаем:
для заготовки шестерни – улучшение и закалка токами высокой частоты;
для заготовки колеса – улучшение.

При этом получим следующие характеристики.

Заготовка шестерни:

Средняя твердость – H_1ср = 47,5 HRC = 457 HB;

Предельные размеры заготовки – D_пред1 = 125 мм;

Допустимые напряжения – контакта:

[σ]_H01 = 14 ∙ H_1ср + 170;

[σ]_H01 = 14 ∙ 47,5 HRC + 170 = 835 Н/мм².

Изгиба – [σ]_F1 = 310 Н/мм² (предполагается, что модуль зацепления меньше чем 3 мм)

Заготовка колеса:

Средняя твердость – H_2ср = 248,5 HB;

Предельные размеры заготовки – S_пред2 = 125 мм;

Допустимые напряжения – контакта:

[σ]_H02 = 1,8 ∙ H_2ср + 67;

[σ]_H02 = 1,8 ∙ 248,5 HB + 67 = 514 Н/мм².

Изгиба:

[σ]_F02 = 1,03 ∙ H_2ср;

[σ]_F02 = 1,03 ∙ 248,5 HB = 256 Н/мм².

2.2. Определение допустимых контактных напряжений

Зубчатые передачи с непрямым зубом при разности средних твердостей HB_1ср – HB_2ср ≥ 70 и твердости зубьев колеса меньше 350 единиц твердости по Бреннелю рассчитываются по среднему допускаемому напряжению:

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 + [σ]_H2).

Здесь [σ]_H1 и [σ]_H2 – допустимые контактные напряжения шестерни и колеса, соответственно. Их значения можно найти по следующим зависимостям:

[σ]_H1 = K_HL1 ∙ [σ]_H01; [σ]_H2 = K_HL2 ∙ [σ]_H02

В этих выражениях K_HL – коэффициент долговечности.

,

где N_H0 – число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости; N – число циклов перемены напряжений за весь срок службы.

N = 573 ∙ ω ∙ L_h,

для шестерни:

N₁ = 573 ∙ ω₁ ∙ L_h; N₁ = 573 ∙ 75,4 с^-1 ∙ 10 000 ч = 4,3∙10⁸;

для колеса;

N₂ = 573 ∙ ω₂ ∙ L_h; N₁ = 573 ∙ 18,8 с^-1 ∙ 10 000 ч = 1,1∙10⁸

Значения N_H01 и N_H02 определяем в зависимости от средней твердости поверхности шестерни и колеса линейной интерполяцией по известным значениям на границах интервалов, включающих реальные значения HB_1ср (HRC_1ср) и HB_2ср:

Здесь  и, соответственно, а N_i и N_i+1 – количество циклов, соответствующих средним твердостям H_i; H_i+1.

Для шестерни:

.

Для колеса:

Так как N₁ > N_H01 и N₂ > N_H02, то коэффициенты долговечности для шестерни и колеса будут равны:

K_HL1 = 1; K_HL2 = 1.

Таким образом

[σ]_H1 = 1 ∙ 835 Н/мм² = 835 Н/мм²;

[σ]_H2 = 1 ∙ 514 Н/мм² = 514 Н/мм².

И значит, что расчетное допустимое контактное напряжение будет равно

[σ]_H = 0,45(835 Н/мм² + 514 Н/мм²) = 607 Н/мм²,

но полученное значение превышает наименьшее допустимое контактное