Проект привода цепного конвейера. Техническая характеристика привода барабана. Назначение и область применения

Таблица 1 – определение передаточного числа цепной передачи

	, мин	, мин	, мин
	27,7	18,51	13,8
	4,39	2,9	2,19

Принимаем, предварительно, передаточное число редуктора , тогда передаточное отношение ременной передачи при различных частотах электродвигателя различное (таблица 3.1). Принимаем электродвигатель с частотой вращения вала   мин, тогда округляем передаточное отношение по стандартному ряду 4,5.

Далее по таблице А.5 [1] подбираю электродвигатель с мощностью Р_дв, кВт  ротора ближайшим к Р_тр.

Принимаю электродвигатель 4А типоразмер 132М4: Р_дв= 11 кВт;               n_дв=1500 мин^-1.

Полученные значения передаточных чисел соответствуют рекомендованным [2, табл. 1.2].

Частоты вращения и угловые скорости валов

После определения передаточных чисел вычисляю частоты вращения, угловые скорости, мощности и вращающие моменты на валах передачи.

Частоту вращения определяю по формуле, в мин^-1

n₁=n_дв= 1500 мин^-1;

n₂=n₁/u_p                                     (3.7)

n₂=1500/6,3=238 мин^-1;

n₃= 53 мин^-1.

Угловые скорости определяю по формулам, в с^-1

ω₁=π*n_дв/30                          (3.8)

ω₁=3,14*1500/30=157 с^-1;

ω₂= ω₁/u_p                              (3.9)

ω₂=157/6,3=24,9 с^-1;

ω₃= ω₂/u_з                           (3.10)

ω₃=24,9/4,5=5,65 с^-1.

3.3  Мощности и крутящие моменты на валах

Мощности на валах определяю по формулам, в кВт

Р₁=9,22 кВт;

Р₂=Р₁*η_З * η_Г *η                         (3.11)

Р₂=9,22*0,99²*0,98*0,98=8,68 кВт;

Р₃=Р₂*η_ц*η_п                     (3.12)

Р₃=8,68*0,98*0,99=8,3 кВт.

Определяю крутящие моменты на валах по формуле, в Н*м

Т=Р/ω                            (3.13)

Т₁ =9220/157=58,7  Н*м;

Т₂= 8680/24,9=348,6 Н*м;

Т₃= 8300/5,65=1469 Н*м.

Таблица 2  Кинематические параметры привода

Номер  вала	Р, КВт	n, мин-1	ω, с-1	Т, Нм
1	9,22	1500	157	58,7
2	8,68	238	24,9	348,6
3	8,3	54	5,65	1469

4  Проектный расчет закрытой зубчатой цилиндрической передачи

Определение геометрических параметров

4.1.1  Выбор материала зубчатых колёс

Выбор материала зубчатых колёс зависит от назначения передачи и условий её работы. В качестве материалов колёс применяют, стали, чугуны и пластмассы.

Основными материалами для зубчатых колёс служат термически обработанные стали. В зависимости от твёрдости стальные зубчатые колёса делятся на две группы.

Первая группа – колёса с твердостью поверхностей зубьев Н<=350HB. Применяются в слабо – и средненагруженных передачах. Материалами для колёс этой группы служат углеродистые стали 35, 40, 45, 50, 50Г и легированные стали 40Х, 45Х, 40ХН, 30ХГСА и др. Термообработку – улучшение производят до нарезания зубьев.

Колеса первой группы хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.  

Вторая группа – колеса с твердостью поверхностей Н>350 НВ.

По таблице 1.3  выбираем материал: сталь 40Х; термообработка улучшение; НВ=280 – шестерня; НВ= 260 – колесо.

Определяем допускаемое напряжение на контактную прочность

, где  - коэффициент долговечности: ;

- предел контактной выносливости при улучшении НВ<350, Н / мм²;

.

Определим  для колеса

=1,8*260 + 67=535 Н / мм² .

 Н / мм².

Для шестерни

 Н / мм²;

 Н / мм².

Проектный расчет ведем по меньшему значению (по слабому)  Н / мм².

Определение допускаемых напряжений изгиба  Н / мм²,

, где ;

 - допускаемые напряжения изгиба, Н / мм²

.

Для шестерни определим .

 Н / мм²;

Для колеса

 Н / мм²;

 

 Н / мм².

Межосевое расстояние

Межосевое расстояние , мм из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяю по формуле

                                  ,                  (4.3)

где К_Н – коэффициент нагрузки;

       =43– коэффициент, межосевого расстояния;

 - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Принимаю К_Н=1,03.

Принимаю .

 мм.

Принимаю стандартное значение межосевого расстояния  мм.

4.2  Модуль зацепления

Модуль зацепления определяю по формуле, в мм

                                            m=(0,01 ÷ 0,02)аω,             (4.4)

m=(1,4 ÷ 2,8) мм,

Принимаю стандартное значение модуля мм.

В косозубых передачах угол наклона зубьев принимают . Предварительно принимаю угол наклона зубьев .

 Определение числа зубьев шестерни и колеса

Cсуммарное число зубьев  определяю по формуле

                                        ,                            (4.5)

где а_ω – межосевое расстояние, мм;

        m – модуль зацепления, мм.

z_Σ=2*140*cos10°/2,0=138;

                                      ,                                  (4.6)

где u₃ – передаточное число.

Число зубьев шестерни  определяю по формуле

z₁=138/(6,3+1)=18,9 ≈ 19;

Число зубьев колеса  определяю по формуле

                                                z₂ =z_Σ  - z₁                             (4.7)

z₂=138-19=119.

Определяю фактическое передаточное число по формуле

                                                                              (4.8)

u^ф_з =119/19=6,26.

Отклонение :

Δ.

Погрешность не должна превышать 4%.

4.4  Уточнение действительной величины угла наклона зубьев

Уточняю действительное значение угла наклона зубьев по формуле

                                     β=аrccos (z∑m/2a_ω )                         (4.9)

β=arccos 11,8*2/2*140=9,6° > 8°

Делительные диаметры

Делительные диаметры d, мм определяю по формуле

                                             ^{d=m*z/cosβ                                       (4.10)}

 

Делительный диаметр шестерни  d₁, мм

 

d₁=2*19/сos9,6°=38,5 мм.

Делительный диаметр колеса  d₂, мм

d₂=2*119/cos 9,6°=241,4 мм

4.4.2  Уточнение фактического межосевого расстояния

                                         ,                               (4.11)

где d₁ и d₂ – делительные диаметры шестерни и колеса, соответственно.

a_ω=(38,5+241,4)/2=140 мм.

Диаметры вершин зубьев

Диаметры вершин d_а, мм определяю по формуле

                                                                                       (4.12)

Диаметр вершин шестерни  d_а1, мм

d_a1=38,5+2*2=42,5 мм.

Диаметр вершин колеса  d_а1, ммI

d_a2=241,4+2*2=245,4 мм.

иаметры впадин зубьев

Диаметры впадин d_f, мм определяю по формуле

                                                                            (4.13)

где m – модуль зацепления, мм.

Диаметр впадин шестерни  d_f1, мм

d_f1=38,5 - 2,5*2=33,5 мм.

Диаметр впадин колеса d_f2, мм

d_f2=241,4-2,5*2=236,4 мм.

4.5  ирина венца колеса и шестерни

где ψba- коэффициент ширины зубчатого венца;

Определяю ширину венца колеса b₂, мм по формуле

                                                 ,                                      (4.14)

b₂=0,4*140=56 мм.

Ширину шестерни b₁, мм определяю по формуле

                                                                                (4.15)

b₁=56+4=60 мм.

оэффициент ширины шестерни

Определяю коэффициент ширины шестерни  по формуле

                                                                                  (4.16)

ψ_bd=60/38,5=1,55

Таблица 3.2   Параметры зубчатой цилиндрической передачи

	аω,  мм	m	b, мм	z	β°	d ,мм	da ,мм	df ,мм
шестерня	140	2	56	19	9,6	38,5	42,5	33,5
колесо	140	2	60	119	9,6	241,4	245,4	236,4

5  Определение сил в полюсе зацепления зубчатых колес

Окружные силы

Окружную силу , Н определяю по формуле

                                (5.1)

.

Рисунок 5.1 – Схема сил в зацеплении

5.1  Радиальные силы

Радиальную силу , Н определяю по формуле

                                           (5.2)

                                        Fr1=Fr2=2888*tg20°/cos9,6°=1066 Н.

Осевые силы

Осевую силу , Н определяю по формуле

                                                                               (5.3)

Fa1=Fa2=2888*tg9,6°=488,5 Н.

Определение окружной скорости:

                                                          (5.4)

 м/с

9-я степень точности

6  Проверка зубьев на выносливость

Проверка контактных напряжений

Определяю контактные напряжения σ_Н , Н/мм² по формуле

                                              (6.1)

где ;

         , т.к. v = 3,0 м/с < 10 м/с;

          , т.к. v=3,0 м/с < 5 м/с.

Определяю недогруз контактных напряжений , % по формуле

                                                           (6.2)

<10%

- неравенство выполняется, прочность обеспечена.

Проверка зубьев на выносливость по напряжению на изгиб

Определяю напряжения на изгиб σ_F , Н/мм² по формуле

                                       <,                (6.3)

                                       <                                (6.4)

где Y_F – коэффициент прочности зуба по местным напряжениям , (таб. 1.10);

,  так как V<5м/с ;

 - коэффициент неравномерного распределения нагрузки по длине зуба (таб. 2.2 )

 - при v <10 м.

 <<<<267,8,

288,4.

 значительно меньше , это допустимо, так как нагрузочная способность большинства зубчатых передач ограничивается контактной прочностью.

7  Расчет цепной передачи

Цепь роликовая.

Принимаем межосевое расстояние , принимаем число зубьев ведущей звездочки . Тогда число зубьев ведомой звездочки

            ;                                            (6.1)

где  - передаточное число цепной передачи.

Рисунок 6 – Геометрические и силовые параметры передачи.

Уточняем передаточное отношение  

                                 ;                                (6.2)

Определяем погрешность

                                                       (6.3)

<4, допустимо.

Принимаем шаг цепи:

                                                                   (6.4)

выбираем шаг цепи 44,45

Число звеньев цепи

                                                         ;                                 (6.5)

Средняя скорость цепи

                                            ;                                (6.6)

Окружная сила

                                              ;                                    (6.7)                     где Р – мощность на ведущем валу привода, Вт.

Определим коэффициент эксплуатации

                                     (6.8)

где К_д = 1,3 – умеренные толчки;

К_А = 1 – для оптимального межосевого расстояния;

К_С = 1,5 – смазка периодическая;

К= 1 – передача под углом меньшим 60⁰;

К_реж = 1,25 – двухсменная работа;

К_р = 1 – регулируемая передача.

К_э =1*1,3*1,5*1*1,25*1=2,44.

Расчетное окружное усилие

                                                ;                               (6.9)

.

Расчетное давление в шарнирах цепи

                                                  <;                               (6.10)

где  = 29 – допускаемое давление в шарнирах цепи;

А = 322,6 – площадь проекции опорной поверхности шарнира.

<

условие выполняется

Усилие в ветвях цепи

                                ;                                              (6.11)

где q – вес одного погонного метра цепи.

.

Усилие в цепи

                                             ;                                 (6.12)

где K_f – коэффициент провисания;

g – ускорение свободного падения.

.

Натяжение ведущей ветви

                                        .                                 (6.13)

.

Натяжение ведомой звездочки

                                              .                                   (6.14)

.

Рисунок 6 – Силовые параметры в передачи.

Нагрузка на валы звездочек

                     .                                (6.15)

kВ – коэффициент нагрузки вала.

.

Расчётный коэффициент запаса прочности

                      > [n].                    (6.16)

где [n] – допускаемый коэффициент запаса прочности 8,2;

F_раз =172400 – допускаемая разрушающая нагрузка.

 > 8,2.

Прочность обеспечена.

Делительные диаметры звездочек

                          ,                             (6.16)

.

                        .                            (6.17)

.

Межосевое расстояние передачи

                              ;                    (6.18)

.

Длина цепи в шагах

;                       (6.19)

Т.к. передача, не регулируемая то уточнять межосевое расстояние