Привод к скребковому конвейеру (тяговая сила цепи – 14,0 кН, скорость грузовой цепи – 0,65 м/с)

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Комсомольский-на-Амуре государственный технический университет »

Кафедра МАХП

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту

по дисциплине «Детали машин»

«Привод к скребковому конвейеру»

Выполнил студент группы.

Преподаватель                                                                             

2013 г

Содержание:

1. Условия эксплуатации приводного устройства. ...............................................

2. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет двигателя.......

     2.1 Определение общего кпд привода ...............................................................

     2.2 Определение мощности двигателя ...............................................................

     2.3 Определение частоты вращения приводного вала рабочей машины .......

     2.4 Определение передаточного числа привода ...............................................

     2.5 Определение мощности ................................................................................

     2.6 Определение частоты вращения и угловые скорости................................

     2.7 Определение крутящих моментов .............................................................. .

3. Расчет закрытой передачи. ..................................................................................

3.1 Выбор материала.......................................................................................

3.2 Расчет допускаемых напряжений.............................................................

3.3 Определение допустимых напряжения изгиба…………………………

4. Расчёт закрытой цилиндрической прямозубой передачи редуктора................

4.1 Определение межосевого расстояния.........................................................

4.2 Определение модуля зацепления................................................................

4.3 Определение угла наклона зубьев..............................................................

4.4 Определение суммарного числа зубьев шестерни и колеса....................

4.5 Уточнение действительной величины угла наклона зубьев....................

4.6 Определение числа зубьев шестерни.........................................................

4.7 Определение числа зубьев колеса..............................................................

4.8 Определение фактического значения передаточного числа .................. 

4.9 Определение фактического межосевого расстояния..............................  

4.10 Определение основных геометрических параметров передачи...........  

5.  Проверочный расчет передачи ......................................................................... 

5.1 Проверяем пригодность заготовок колес по условиям пригодности....

5.2. Проверяем контактные напряжения...................................................... 

5.3 Проверка напряжений изгиба зубьев шестерни и колеса......................

6. Проектный расчёт валов....................................................................................  

6.1 Выбор материала валов.............................................................................

6.2 Определение геометрических параметров ступеней валов...................

7. Предварительный выбор подшипников........................................................ … 

8.  Нагрузки валов редуктора................................................................................ ..

8.1 Определение силы в зацеплении закрытой передачи............................

8.2 Определение консольных сил...................................................................

9.  Расчетная схема валов редуктора........................................................................

9.1 Определение реакций в опорах подшипников........................................

9.1  Тихоходный вал редуктора............................................................  

10.    Проверочный расчет подшипников........................................................... 

10.1 Определение пригодности выбранных подшипников......................... 

11.1.1 Тихоходный вал.............................................................................. 

Список используемых источников.

Задание

Привод к скребковому конвейеру

Таблица 1

Тяговая сила цепи  F, кН.	14,0
Скорость грузовой цепи V, м/с.	0,65
Шаг грузовой цепи р, мм.	80
Число зубьев звездочки Z, лет	8
Срок службы привода L, лет	5

Рис.1

1. Кинематический расчет привода

1.1 Условия эксплуатации приводного устройства.

Срок службы ( ресурс ):

L_h = 365∙L∙K_r∙t_c∙L_c∙K_c

где   L – срок службы привода;

K_r – коэффициент годового использования;

t_c – продолжительность смены , час;

L_c- число смен;

K_c- коэффициент сменного использования.

Принимаем : K_r= 0,9; t_c= 8; L_c= 1; K_c= 0,9.

L_h= 365∙5∙0,9∙8∙1∙0,9 = 11,826∙10³ ч.

Требуемая мощность рабочей машины:

Р_рм= F ∙ V

где     V – линейная скорость, м/с.

F – усилие на тяговом органе рабочей машины, кН.

Р_рм = 14 ∙ 0,65 = 9,1 кВт

2. Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчет двигателя.

2.1 Определяем общий КПД привода по формуле:

h_общ=h_зп×h_оп×h_м×h_пк×h_пс, где h_зп - кпд закрытой зубчатой (косозубой) передачи ( редуктора );

h_оп – кпд открытой ременная передачи;

h_м - кпд муфты;

h_пк - кпд подшипников качения ( по кинематической схеме в редукторе две пары подшипников );

h_пс - кпд подшипников скольжения ( на приводном валу рабочей машины одна пара подшипников ).

По таблице 2.1 ( уч. п. ) назначаем следующие значения КПД элементов двигателя:

η_зп = 0,97; η_оп = 0,96; η_м = 0,98; η_пк = 0,99; η_пс = 0,98.

η_общ = 0,97·0,96·0,98·0,99²·0,98 = 0,877.

1.2.2 Определяем мощность двигателя Р_дв в кВт по формуле:

Р_дв = Р_рм /η_общ;

Р_дв =9,1/0,877 = 10,4

Определяем номинальную мощность двигателя Р_ном

Р_ном ≥ Р_дв.

Выбираем электродвигатель асинхронный 4А160S6У3.

Номинальная мощность: Р_ном=11.0 кВт;

Номинальная частота:  п_ном=1450 мин ^-1.

2.3  Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины n_рм, об/мин по формуле:

п_рм = (60·1000∙V)/(z·p), где V – скорость грузовой цепи, м/с;

Z-число зубьев звёздочки ;

р  - шаг грузовой цепи

п_рм=60∙1000∙0,65/8·80=60,94 об/мин^-1.

2.4   Определяем передаточное число привода для приемлемого варианта типа двигателя при заданной номинальной мощности по формуле

и = п_ном / п_рм

и =1450/ 60,94 = 23,8.

Разбивка передаточного числа привода:

и = и_зп∙и_оп.

где u_оп – передаточное число открытой передачи; u_зп – передаточное число закрытой цилиндрической передачи; и – передаточное число привода.

Принимаем и_зп = 6,3 тогда:

и_оп=33,25/6,3=3,8

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения 5%:

n_рм=n_рм·δ/100     60,94·5/100=3,0

 

2.5 Определяем мощности Р_i , кВт на валах привода по формулам:

Р_дв = 11,0 кВт  – вал двигателя.

Р₁ = Р_дв·η_м·η_пк  - быстроходный вал привода.

Р₁ = 11,0·0,96·0,99 = 10,45  кВт.

Р₂ = Р₁·η_зп·η_пк - тихоходный вал привода.

Р₂ = 10,45 ·0,97·0,99 = 10,04 кВт.

Р_рм = Р₂·η_оп·η_пс - вал рабочей машины.

Р_рм = 10,04 ·0,98·0,98 = 9,6 кВт.

2.6  Определяем частоты вращения n_i , об/мин  валов привода:

               п_ном  = 1450,                               

n₁ = n_ном / и_оп

n₁ = 1450 / 3,8=381,6,      

n₂ =п₁ / и_зп ;                                         

п₂ =381,6 /6,3= 60,6;                      

                         п_рм = n₂ = 60,6.                   

2.7  Определяем угловые скорости ω_i , рад/с валов привода:

ω_ном = πn_ном/30;      

ω_ном = π·1450 / 30 = 151,8.    

ω₁ = ω_ном / и_оп

ω ₁ = 151,8/ 3,8 = 39,9;             

ω₂ = ω₁ / и_зп.    

ω ₂ = 39,9/ 6,3 = 6,33;             

ω_рм =ω₂ = 6,33.

2.8   Определяем крутящие моменты Т_i , Н·м на валах привода по формуле:

Т_дв = Р_дв /ω_ном;

Т_дв = 11,0·1000 / 151,8 = 72,5;

Т₁ = Т_дв·η_м·η_пк;

Т₁ = 72,5·3,8·0,96·0,99 = 261,8;

Т₂ = Т₁· и_зп ·η_зп·η_пк;

Т₂ = 261,8·6,3·0,97·0,99 = 1584;

Т_рм = Т₂·u_оп∙ η_оп·η_пс;

Т_рм = 1584·0,98∙0,98 = 1521,3.

3  Расчет открытой ременной передачи

3.1 Выбираем тип и сечение ремня:

В зависимости от мощности передаваемой ведущим шкивом и его частоты вращения по номограмме.

Выбираем поликлиновой ремень по РТМ 38-40528-74 сечения Л, диаметр ведущего шкива принимаем 125мм.

3.2 Определяем диаметр ведомого шкива:

d₂=d₁·u·(1-ε)

Где u =3,8– передаточное число,

ε-коэффициент скольжения (0,01…0,02)

d₂=140·2,85·(1-0,01) = 470,3

принимаем ближайший стандартный  500мм.

3.3 Определяем фактическое значение передаточного числа : 

u_ф = d₂/ d₁·(1-ε);

u_ф = 500/125·(1-0,01)=4,04.

Проверим отклонение ∆u от заданного u

∆u = (│u_ф − u│/u)·100% ≤ 4%;

∆u = (│3,8 -4,04│/3,8)·100%  = 6,3% ≤ 4%

Нормы отклонения передаточного числа соблюдены.

3.4 Определяем оптимальное межосевое расстояние, мм:

а_р ≥ 0,55· (d₂+ d₁)+H   где h – высота сечения клинового ремня;

а_р ≥ 0,55· (125+ 500)+9,5= 438,8

Принимаем 440

3.5  Определяем расчётную длину ремня, мм:

L= 2· a_р+π0,5(d₂+ d₁)+[( d₂- d₁)² /4·a_р

L= 2· 440+0,5· π· (125+500)+ ( 500-125) ²/ 4·440=2021,5

принимаем L =2240мм.

3.6  Уточняем межосевое расстояние ,мм:

a=0,125·{[2·L- π· (d₂+d₁)]+

a=0,125·{[2·2240- π· (500+ 125)]+

a=599,8

3.6.1 Определяем монтажное межосевое расстояние a_м:

a_м=а-0,01·L=599,8-0,01·2240= 577,4

3.6.2 Определяем монтажное межосевое расстояние для натяжения ремня a_н:

a_н=а+0,025·L=599,8+0,025·2240=655,8

3.7  Определяем угол обхвата ремнём ведущего шкива:

α₁= 180⁰ -57⁰ ·=180⁰ -57⁰ ·=144,4⁰

3.8  Определяем скорость ремня v, м/с:

v=π·d₁·n₁/(60·10³)≤ [v]

v = π·125·1450/(60·10³)=9,5

3.9 Определяем частоту пробегов ремня:

U= v/L ≤ [U] где [U] =30с^-1 

U= 9,5/2,24= 4,24<[U]

3.10 Определяем допускаемую мощность передаваемую одним ремнём:

[P_п]= [P₀] ·C_p·C_α·C_L

где [P₀] – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым по таб. 5.5 (1), С –поправочный коэффициент принимаем по таб. 5.2 (1)

[P_п]= 10,4·0,8·0,86·1,06=7,6

[P_п]=7,6

3.11 Определяем количество поликлиновых ремней:

z=10 P_ном/[P_п]= 10· 11/7,6=14,5

где P_ном – номинальная мощность двигателя.

Принимаем z= 15

3.12 Определяем силу предварительного натяжения ремней, Н:

    =1516,4

3.13  Определим окружную силу, передаваемую ремнём:

F_t=P_ном·1000/ v   = 11·1000/9,5=1158Н.

3.14 Проверяем силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂:

F₁ = F₀ +F_t /2    F₁ = 1516,4+1158/2 =2095,4Н

F₂ = F₀ -F_t /2    F₂ = 1516,4-1158/2 =937,4 Н

3.15 Определяем силу давления на вал F_оп:

F_on=2·F_о ·sinα/2 = 2·1516,4·sin 144,4/2 = 2888Н

Проверочный расчёт.

3.16 Определяем прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σ_max, Н/мм²:

σ_max= σ₁+ σ_и+ σ_v ≤ [σ]_p

а) где  σ₁ – напряжение растяжения, Н/мм²;

σ₁=     σ₁==0,59

где А площадь поперечного сечения, мм².

А =0,5b(2H-h)              

А =0,5· (4,8·16)(2·9,5-4,85) =3539

б) где  σ_и – напряжение изгиба, Н/мм²;

σ₁=     ==6,08

где Е_и= 80…100 мм² – модуль продольной упругости при изгибе,

H – высота сечения ремня.

в) где  σ_v – напряжение от центробежных сил, Н/мм²

σ_v=ρ·v²·10^-6   =1250·9,5²·10^-6 = 0,14

г) [σ]_p=8 Н/мм² – допускаемое напряжение растяжения ремня.

σ_max= 0,59+6,08+0,14 = 6,81 ≤ 8

Условие   прочности  по напряжениям   выполнено.

4. Расчет закрытой передачи

4.1 Выбор материала

В зависимости от передаваемой мощности выбираем следующие марки стали: для шестерни − 40Х, твердость Н≤350НВ ( 269…302НВ); для колеса  –  40Х,  твердость  Н ≤  350 НВ ( 265…295 НВ). Термообработка – улучшение.

Допускаемое напряжение при числе циклов перемены напряжений N_HO, N_FO. Присваиваем        индекс 1 – шестерне , индекс 2 – колесу.

[σ]_НО1=14 НRC_эср + 170

[σ]_НО1=14∙(40+50)/2+170 = 835 Н/мм²

[σ]_НО2=1,8НВ_ср+ 67

[σ]_НО2=1,8∙(269+302)/2+67=581Н/мм²

[σ]_FO1=310 Н/мм²          при m <3мм.

[σ]_FO=1,03∙НВ_ср

[σ]_FO2=1,03∙(269+302)/2=294Н/мм²

4.1.1 Определение допустимых контактных напряжений

Рассчитываем коэффициент долговечности

где    N_HO- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости;

N- число циклов перемены напряжений за весь срок службы ( выработка ).

Определяем наработку за весь срок службы N в циклах для колеса по формуле:

N = 573×w×L_h, где           L_h - срок службы привода (ресурс), ч.;

ω – угловая скорость.

N₁=573∙151,8∙11,826∙10³=10,28642∙10⁸ циклов.

N₂=573∙39,9∙11,826∙10³=1,6263∙10⁸ циклов.

N_НО=25∙10⁶ циклов так какN₁> N₂> N_НО , то Принимаем К_HL1=1 К_HL2=1, .       

Допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни ([σ]_Н1) и колеса ([σ]_Н2):

[σ]_Н1= К_HL[σ]_НО1 или [σ]_Н1=[σ]_НО1

[σ]_Н2=К_HL∙[σ]_НО2 или [σ]_Н2=[σ]_НО2

Дальнейший расчёт выполняем при наименьшему значению из [σ]_Н1 и [σ]_Н2:

[σ]_Н= К_FL·[s]Н1=1·581 =581 Н/мм²

4.1.2 Определение допустимых напряжения изгиба

N_FO=4∙10⁶ циклов

N₁> N₂> N_FO

для шестерни:

[s]_F1 = К_FL·[s]_F01;

[s]_F1 = 1·310 = 310 Н/мм²;

для колеса:

[s]_F2 = К_FL·[s]_F02;

[s]_F2 = 1·288,4= 288,4 Н/мм².

Дальнейший расчёт выполняем по наименьшему значению из [s]_F1 и [s]_F2;

[s]_F= 288,4 Н/мм²

N_FO=4∙10⁶ циклов

Так как  N₁> N₂> N_FO то  принимаем К_FL1=1, К_FL2=1.

5   Расчет закрытой цилиндрической косозубой передачи

5.1 Определяем межосевое расстояние а_w , мм по формуле:

а_w ³ K_а·(u + 1)· , где u – передаточное число закрытой передачи (u=6,3);

K_а− вспомогательный коэффициент, для косозубой передачи