Привод цепного конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет конической зубчатой передачи. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Федеральное агентство железнодорожного транспорта

Сибирский государственный университет путей сообщения

Кафедра   «Механизация путевых, погрузочно-разгрузочных

и строительных работ»

ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА

Курсовой  проект по дисциплине

“Детали машин и основы конструирования”

Пояснительная записка

ДМ.М311.08.01.00.00 ПЗ

Руководитель:                                                                                    Разработал:

доцент                                                                                               студент гр. М-311

_________  Игнатюгин В.Ю.                                             ___________ Долгих А.С.

    ^{(подпись)                                                                                                                                        (подпись)}                                           ________________                                                                 _______________                                                   

^{(дата проверки)                                                                                                                              (дата сдачи на проверку)}

Краткая рецензия:

____________________________________________________________________

__________________________________________________________________

__________________________________________________________________

__________________________________________________________________

__________________________________________________________________

__________________________________________________________________

_________________________________________________________________

___________________________

(запись о допуске к защите)

_______________________________________________________  (оценка по результатам защиты)             (подпись преподавателей)

2011

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

В данной работе спроектирован привод цепного транспортёрапоследующими исходными данными: окружное усилие на звёздочках: F_t = 45 кН; скорость на звёздочках: υ = 0, 35 м/с; шаг тяговой цепи р_ц=120 мм; число зубьев тяговых звёздочек z=10; срок службы: L = 9 лет.

Привод цепного конвейера работает следующим образом:

Крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на вал-шестерню I первой ступени редуктора. Далее через коническую прямозубую передачу, включающую в себя вал-шестерню 4 и колесо 5, вращающий момент передается на промежуточный вал-шестернюII. При помощи цилиндрической передачи, включающей в себя шестерню 9 и колесо 8, вращающий момент передается на выходной вал редуктора III, приводящий во вращение звездочку 10 открытой цепной передачи, которая приводит во вращение звёзды 13 и 14 цепного конвейера.

При монтаже следует соблюдать определенные требования точности положения одной сборочной единицы относительно другой, электродвигателя и редуктора. Для обеспечения этого требования механизмы привода устанавливают на сварных рамах или литых плитах. В данном случае привод установлен на сварной раме из швеллеров, для удобства постановки болтов их располагают полками наружу. На внутреннюю поверхность полки наложены косые шайбы, которые выравнивают опорную поверхность под головки болтов. Опорные поверхности – платики, на которые устанавливают редуктор и электродвигатель, созданы привариванием узких полосок стали высотой 5-6 мм. Так как рама при сварке коробится, то все опорные поверхности, на которые устанавливают механизмы привода, обработаны после сварки.

1 ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

Мощность на выходном валу Р_вых, кВт:

Р_вых = F_t·υ,                                                             (1)

где     F_t –окружное усилие на звёздочках, F_t= 45 кН; υ – скорость на звёздочках, υ =0,35 м/с.

Р_вых = 45·0,35 = 12 кВт.        

Общий КПД привода

h = h₁×h₂×h₃×h₄,                                            (2)

где коэффициент полезного действия [1]:

h₁ – конической зубчатой передачи, h₁ = 0,95; h₂ – цилиндрической зубчатой передачи, h₂ = 0,96; h₃ – открытой цепной передачи, h₃ = 0,96, h₄ – муфты, h₄=0,98.

h = 0,95×0,96×0,96×0,98 = 0,86.

Потребная мощность двигателя P:

P=,                                             (3)

P= = 14 кВт.

Общее передаточное отношение привода

u’ = u₁×u₂×u₃,                                                (4)

где передаточное отношение [1]:  

u₁ – конической зубчатой передачи, u₁ = 3,55; u₂ – цилиндрической зубчатой передачи, u₂= 3,15;  u₃ – цепной  передачи, u₃ = 5.

u’ = 3,15×3,55×5= 50,9.

Частота вращения выходного вала n_вых:

n=60·10³·υ / (z·р_ц)                                   (5)

n=60·10³·0,35 /(10·120)= 13,64 об/мин.

Потребная частота вращения вала двигателя n:

n = n_вых×u’,                                                  (6)

где u – общее передаточное отношение привода.

n = 13,64×31,5 = 694,66 об/мин.

Выбор электродвигателя

В соответствии с требуемой мощностью и частотой вращения выбран электродвигатель АИР180М8/721 со следующими характеристиками [1]: мощность электродвигателя Р_эд=15 кВт; синхронная частота вращения n_с=750 об/мин; номинальная частота вращения  n= 721 об/мин.

Передаточное отношение

Уточняем общее передаточное отношение привода:

u = n_эд/n_вых,                                                   (7)

u = 721/13,64 = 52,86.

Назначаем следующие передаточные отношения: u₁ = 3,55; u₂ = 3,15.

Уточним передаточное отношение u₁:

U===4,7.

Мощности на валах

P_i = P_i-1×h_i,                                                       (8)

где     P_i-1 – мощность на предыдущем валу, кВт; h_i – КПД соответствующей передачи.

Р₁ = 14× 0,98 = 13,72кВт;

Р₂ = 13,72× 0,95 = 13,03 кВт;

Р₃ = 13,03× 0,96 = 12,51 кВт;

Р₄ = 12,51× 0,96 = 12кВт;

1.10 Частоты вращения валов

,                                                         (9)

где     n_i-1 – частота вращения предыдущего вала, об/мин; u_i – передаточное число соответствующей ступени.

n₁ = n_эд = 721 об/мин;

n ==228,8 об/мин;

n =  =64,5 об/мин;

n =  =13,7 об/мин.

Крутящие моменты на валах

                                                (10)

где P_i – мощность на соответствующем валу, кВт; n_i-1 – частота вращения на соответствующем валу, об/мин.

Т₁ =  = 181,7 Н×м;

Т₂ =  = 543,8 Н×м;

Т₃ = = 1852,2 Н×м;

Т₄ = = 8364,9 Н×м.

Таблица 1.1

Наименование	Коническая передача		Цилиндрич. передача		Цепная передача
	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина	Обозначение	Величина
Мощность на ведущем валу, кВт	P1 = PI	13,72	P1 = PII	13,03	P1 = PIII	12,51
Мощность на ведомом валу, кВт	P2 = PII	13,03	P2 = PIII	12,51	P2 = PIV	12
Частота вращения ведущего вала, об/мин	n1 = nI	721	n1 = nII	228,8	n1 = nIII	64,5
Частота вращения ведомого вала, об/мин	n2 = nII	228,8	n2 = nIII	64,5	n2 = nIV	13,7
Вращающий момент на ведущем валу, Н·м	T1 = TI	181,7	T1 = TII	543,8	T1 = TIII	1852,2
Вращающий момент на ведомом валу, Н·м	T2 = TII	543,8	T2 = TIII	1852,2	T1 = TIV	8364,9
Передаточное отношение	u1	3,15	u2	3,55	u3	4,7

2 РАСЧЕТ КОНИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:T₂ - крутящий момент на валу колеса, Т₂ = 543,8Н×м; u - передаточное отношение, u = 3,15; n₁ – частота вращения вала I, n₁ = 721 об/мин.

Рисунок 1 - Кинематическая схема конической прямозубой передачи

Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Принимаем для шестерни сталь 40Х закаленную; для колеса сталь 40Х улучшенную.

Ориентировочное значение окружной скорости u' в м/c:

,                                                  (11)

где T₂— вращающий момент на тихоходном валу, Н·м.

Внешний торцовый модуль

                                                 (12)

Внешнее конусное расстояние (не округляют):

.                                              (13)

Ширину венца определяют по формуле

                                                   (14)

и округляют по ГОСТ 6636 (Прил. В).

Средний торцовый модуль:

,                                              (15)

где d₁ — угол при вершине делительного конуса шестерни.

.                                                  (16)

В передачах с круговым зубом рекомендуется принимать угол наклона линии зуба по среднему сечению b_m = 35°. Для этих передач расчётный нормальный модуль

,                                           (17)

где R_m— среднее конусное расстояние:

;                                                       (18)

Внешние делительные диаметры  

                                                  (19)

Средние делительные диаметры

.                                                   (20)

Внешние диаметры вершин

.                                  (21)

Внешние диаметры впадин 

.                                  (22)

Внешняя высота головки зуба 

                                                (23)

Внешняя высота ножки зуба: 

                                              (24)

Внешняя высота зуба

                                             (25)

Угол головки зубьев 

                                               (26)

Угол ножек зубьев

                                                (27)

Углы конусов вершин     

                                               (28)

Углы конусов впадин     

                                               (29)

Расчётное базовое расстояние  

.                                     (30)

Окружная скорость колёс

u = π·d_m1·n₁/60000.                                               (31)

Окружное усилие

                                                   (32)

В прямозубом зацеплении радиальное усилие на шестерне, равное осевому усилию на колесе

F_{r 1}= F_a2 =F_t·tga·cosd₁.                                      (33)

Осевое усилие на шестерне, равное радиальному усилию на колесе

F_{a 1}= F_r2 =F_t·tga·sind₁.                                        (34)

Биэквивалентные числа зубьев (для непрямозубых передач)

                                               (35)

Коэффициенты формы зуба определяют по табл. 11. Рабочее изгибное напряжение шестерни:

s_F1 = Y_F1Y_bF_tK_FbK_FuK_Fд/(b₁m_nm) ≤,                            (36)

где m_nm- коэффициент наклона зубьев.

Рабочее изгибное напряжение колеса:

s_F2 = s_F1Y_F2/Y_F1≤                                          (37)

Таблица 1 - Параметры конической зубчатой передачи

Стандарт	ГОСТ
Исходный контур	ГОСТ 16202-81
Рабочий режим передачи	Средневероятный
Термообработка колес
Шестерня	Закалка
Колесо	Улучшение
Тип опоры вала шестерни	Не выбран
Нереверсивная передача
Момент вращения на ведомом валу, Нм	543.80
Частота вращения ведомого вала, об./мин.	228.80
Передаточное число	3.15
Ресурс, час	12000.00

Таблица 1 . Основная геометрия

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Число зубьев	z	30	106	-
Средний угол наклона линии зубьев	b	35.000		град.
Внешний делительный диаметр	de	126.000	354.000	мм
Средний делительный диаметр	d	107.892	303.126	мм
Угол делительного конуса	d	19.592	70.408	град.
Средний окружной модуль	mn	4.209	мм
Внешний окружной модуль	me	5.000		мм
Внешнее конусное расстояние	Re	187.878		мм
Среднее конусное расстояние	R	160.878		мм
Ширина зубчатого венца	b	78.000		мм

Таблица 2 . Свойства материалов

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Допускаемые напряжения изгиба	sFa	352.941	285.882	МПа
Допускаемые контактные напряжения	sHa	682.445		МПа
Твёрдость рабочих поверхностей	-	50.000	27.000	HRC
Действующие напряжения изгиба	sFr	194.794	190.508	МПа
Действующие контактные напряжения	sHr	624.346		МПа

Таблица 3 . Силы

Описание	Символ	Шестерня	Колесо	Единицы
Тангенциальная сила	Ft	10459.661		Н
Расстояние от торца колеса до точки приложения силы	L	27.000		мм
Плечо приложения равнодействующей силы	R	53.946		мм
Осевая сила	Fa	8455.130	-5340.575	Н
Радиальная сила	Fr	1920.042	6830.376	Н

3 РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Т₃ - крутящий момент на валу колеса, Т₃ = 1852,2 Н×м; u - передаточное отношение,       u = 3,55; n₃- частота вращения вала II, n₃= 64,5 об/мин          .

Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

При мощности двигателя 15 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Для зубчатых передач принята сталь 40Х.

Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно, испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса, что достигается закалкой, колесо для снижения внутренних напряжений подвергается улучшению.

Рисунок 2 - Кинематическая схема цилиндрической зубчатой передачи

Принимаем для шестерни сталь 40Х закаленную с твердостью HRC 50; для колеса сталь 40Х улучшенную с твердостью HRC 27.

Допускаемое контактное напряжение, МПа:

(38)

где  − предельное контактное напряжение [2]; S_H – коэффициент безопасности [2].

Допускаемое изгибное напряжение, МПа:

(39)

где  − предельное изгибное напряжение [2]; S_F – коэффициент безопасности [2].

2.3 Алгоритм расчета

Межосевое расстояние, мм:

(40)

гдеК – коэффициент межосевого расстояния, К = 270 МПа^1/2 [1]; ψ_a – коэффициент ширины колеса, ψ_a = 0,25 [1]; K_Hβ – коэффициент концентрации нагрузки, К_Нβ = 1,15 [2]; К_Нα – коэффициент неравномерности распределения нагрузки между контактными линиями; К_Нv – коэффициент динамической нагрузки.

Коэффициенты К_Нα и К_Нv определяют в зависимости от окружной скорости