Министерство образования и науки Российской Федерации

Алтайский государственный технический университет

им. И.И. Ползунова

Кафедра «Детали машин»

УДК 621.81 Расчетное задание

защищено с оценкой

_____________________

Руководитель:

доц., к.т.н. И.М. Ковалев

Привод ленточного конвейера

Пояснительная записка курсового проекта

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

КПДМ.151001.06.10.000 ПЗ

Проект выполнил:­­ __________ Нечепуренко А.А.

студент гр. ТМ-83 _{подпись}

Нормоконтролер ___________ доц., к.т.н. И.М. Ковалев

_{подпись}

2011

Введение

Основой работы большинства технологических машин является механическое движение их рабочих органов. Механическая энергия, реализуется и передается на расстояние машинами, называемыми механическими приводами. В приводе происходит преобразование параметров движения до требуемых потребителем значений. В большинстве случаев привод является самой ответственной и дорогостоящей частью технологического оборудования и к его качественным показателям предъявляются высокие требования. По этой причине задача создания высокоэффективных приводов является весьма актуальной.

В соответствии с техническим заданием на проектирование разрабатывается привод ленточного транспортера. В кинематической схеме привода электродвигатель соединяется с редуктором упругой муфтой, редуктор с валом конвейера цепной передачей. Схема редуктора – конический одноступенчатый с горизонтальным расположением осей валов.

Исходные данные: F=6,0 кН - окружная сила на барабане; V=1,3м/с -скорость движения ленты; D=200 мм – диаметр барабана.

Ленточный транспортер предназначен для перемещения насыпных и штучных грузов. Режим нагружения привода средний. Во время эксплуатации вал конвейера нагружен мало изменяющейся нагрузкой, реверсивность (смена направления) которой не предполагается.

Задан срок службы привода L=4 лет при коэффициенте суточной (К_с=0,6) и годовой (К_г=0,5) загрузке. Объем производства серийный.

1 Кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

1.1.1 Определение требуемой мощности

где - потребляемая мощность на выходе для приводного вала.;

-общий коэффициент полезного действия привода..

1. Определяем потребляемую мощность для приводного вала.:

Где F - окружная сила;

V - окружная скорость.

2.Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

,

где - КПД быстроходной муфты;

- КПД редуктора с конической передачей;

- КПД цепной передачи;

- КПД опор приводного вала.

---

Требуемая мощность электродвигателя:

2. 1.1.2 Определение требуемой частоты вращения вала электродвигателя

,

где - частота вращения выходного вала;

- ожидаемое общее передаточное число привода

1. Определяем частоту вращения выходного вала:

,

где D – диаметр барабана;

2. Определяем ожидаемое общее передаточное число привода:

,

где - передаточное число цепной передачи;

- передаточное число цилиндрической быстроходной ступени;

Находим минимальное и максимальное общее передаточное число:

Находим минимальную и максимальную требуемую частоту вращения вала двигателя:

3. 1.1.3 Выбор электродвигателя

Условия выбора:

Тип электродвигателя
1. АИР 132М4	11	1447	2,2	38
2. АИР 160S6	11	970	2,2	48

2. 1.2 Определение передаточных чисел передач

1.2.1 Общее передаточное число привода

Определим общие передаточные числа для выбранных электродвигателей:

1.2.2 Передаточное число редуктора

Передаточное число редуктора определяется с учетом передаточного числа цепной передачи, которое предварительно принимаем

Двигатель АИР 132М4:

;

Двигатель АИР 160S6:

;

Передаточные числа редуктора.

Тип Электродви- гателя
1. АИР 132М4	11	1447	11,6	5,8	4,64	3,7
2. АИР 160S6	11	970	7,81	3,91	3,12	2,48

Анализ значений

Предельное значение [1…6,3]

Рекомендуемые значения (1,5...4)

В соответствии с рекомендациями при выборе оптимального варианта исключаем , и т.к. он получен при высоком передаточном числе.

Отдаем предпочтение значению , которое получено для двигателя с синхронной частотой 970мин ^-1. Окончательно выбираем:

АИР 160S6

; ; ; ; .

1.2.3 Передаточные числа быстроходной и тихоходной передач редуктора

По формулам определяем передаточные числа тихоходной и быстроходной ступеней редуктора и округляем до значений ГОСТа :

1.2.4 Передаточное число цепной передачи

1.3 Определение частоты вращения, мощности, вращающего момента на валах привода

1. Частота вращения:

вал электродвигателя: ;

быстроходный вал редуктора : ;

тихоходный вал редуктора : ;

вал машины : .

Полученное значение частоты мин ^-1 приблизительно равно величине ,которую определяли выше по исходным данным.

2. Мощность:

вал электродвигателя : ;

быстроходный вал редуктора : ;

тихоходный вал редуктора : ;

вал машины : ;

Полученное значение мощности кВт приблизительно равно значению .

3. Вращающие моменты:

вал электродвигателя : ;

быстроходный вал редуктора : ;

тихоходный вал редуктора:

вал машины : ;

Вал привода	n, мин -1	Р, кВт	Т, Н*м
Вал двигателя	970	8,91	87,76
Быстроходный вал редуктора	970	8,82	86,87
Тихоходный вал редуктора	242,5	8,47	333,6
Вал машины	123,72	7,8	602,01

---

2 Расчёт зубчатой конической передачи

2.1 Исходные данные

1) Передаточное число : U = U_ред = 4,0.

2) Частота вращения шестерни : n₁ = n_б =970 мин ^-1 , (где n_б –частота вращения быстроходного вала редуктора).

3) Вращающий момент шестерни редуктора : T₁ = T_б = 86,88 Н∙м , (где T_б –вращающий момент быстроходного вала редуктора).

4) Сведения о передаче : прямозубая.

5) Срок службы (долговечность) : .

6) Режим работы : средний.

7) Объём производства : серийное.

1. 2.2 Выбор материала и твердости колес

Расчет выполняем для прямозубой конической передачи редуктора,согласно рекомендациям таблиц 9 и 10 для прямозубой передачи при серийном объёме производства и вращающем моменте Т₁>50Нм выбираем вариант №8 материала колёс передачи:

Зубчатое колесо	Сталь	Термообработка	Твердость расчетная	, МПа	, МПа
Шестерня	40 Х	Закалка ТВЧ	48 HRC	900	750
Колесо	40 Х	Улучшение	285 HB	900	750

2.3.1 Определение допускаемых напряжений

1) Ориентировочное значение диаметра внешней делительной окружности колеса по (46):

где: значение коэффициента - K=25 , т.к. и ;

коэффициент для прямозубых конических передач -

вращающий момент шестерни -

передаточное число -

2) Окружная скорость передачи определяем по формуле (47)

где n₁ -частота вращения шестерни.

3) Выбираем степень точности передачи : n_СТ=(n_СТ -1)=(8-1)=7(нормальная).

4. 2.3.1.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Для расчета допускаемых контактных напряжений определяем:

1. Пределы контактной выносливости колес передачи:

;

2. Коэффициенты запаса прочности: S_H1=1,2; S_H2=1,1 .

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) Базовое число циклов напряжений: N_HG1=73,8 10 ⁶ циклов; N_HG2 =23,4 10 ⁶циклов.

б) Эквивалентное число циклов нагружения :

где: n₁ -частота вращения шестерни,

с -число вхождений зубьев колеса в зацепление за оборот.

Коэффициенты долговечности:

Т.к. по условию Z_N ≥ 1,то принимаем Z_N1 = Z_N2 = 1.

4. Коэффициенты шероховатости: Z_R1= Z_R2=1,0

5. Коэффициенты окружной скорости: Z_V1=Z_V2=1,0.

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса:

МПа

МПа

Для расчета прямозубой конической передачи принимаем допускаемое контактное напряжение: МПа..

2.3.1.2 Допускаемые напряжения изгиба

Для расчета допускаемых напряжений изгиба определяем:

1. Пределы выносливости зубьев колес при изгибе:

=650 МПа;

2. Коэффициенты запаса прочности: = =1,7;

3. Для расчета коэффициентов долговечности определяем:

а) показатели степени кривой усталости: q₁ = 9 ; q₂ = 6.

б) эквивалентное число циклов нагружения зубьев колес:

циклов

где:

коэффициент эквивалентности для среднего режима работы ;

Коэффициенты долговечности принимаем:

Принимаем Y_N1 = Y_N2 =1 , т.к. N_FE > 4∙10 ⁶

4. Коэффициенты шероховатости переходной поверхности между зубьями принимаем

;

5. Коэффициент влияния реверсивности нагружения принимаем Y_A=1 .

---

Допускаемые напряжения изгиба :

2.3.2 Внешний делительный диаметр колеса

Для расчёта делительного диаметра колеса определяем :

1. Коэффициент внутренней динамики нагружения : K_HV = 1,16 ; (при V=3,2 , n_СТ = 8 , и H₂ =285).

2. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого винца :

=1,23

Ψ_bd =0,166∙=0,166∙=0,68.

= =1,23.

Внешний делительный диаметр колеса равен:

Расчётное значение округляем по таблице 23, и принимаем равным 315мм.

2.3.3 Модуль зубчатых колёс

Для расчёта внешнего торцевого модуля m_e определяем:

1. Коэффициент = 0,85 ,(для прямозубой передачи).

2. Коэффициент внутренней динамики нагружения K_FV =1,31 (для прямозубых колёс с

n_CT =8 , V_m =3,2 м/с)

3. Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зубчатого венца для колёс с прямым зубом

4. Ширина зубчатого венца колеса b=0,285 ∙R_e=0,285 ∙162,34=46,26мм

где предварительное значение внешнего конусного расстояния:

Расчётное значение b округляем по таблице 23, и принимаем b=45.

Внешний торцовый модуль m_e :

Округляем по ГОСТу m_e ≥ 2,25мм.

2.3.4 Определение основных размеров передачи

1. Число зубьев колёс.

Число зубьев шестерни и колеса конической передачи

;

-(условие Z₁ ≥ 15 выполняется)

2. Фактическое передаточное число.

Фактическое передаточное число передачи

Значение u_ф не отличается от номинального .

3. Углы делительных конусов.

Углы делительных конусов колёс передачи

шестерни-

колеса-

4. Коэффициент смещения.

-Коэффициент радиального смещения для шестерни

где угол наклона средней линии зуба для колёс с прямым зубом принимаем β=0 ⁰.

-Коэффициент радиального смещения для колеса

5. Внешнее конусное расстояние

6. Основные диаметры колёс передачи.

а) делительный

;

б) вершин зуба

в) впадин зуба

г) средний делительный

;

2.4 Проверочный расчёт передачи

2.4.1 Расчёт на контактную прочность

Контактные напряжения определяем по формуле :

Контактная прочность обеспечена : , недогрузка

составляет 0,68% , что допускается.

2.4.2 Расчёт на прочность при изгибе

Для расчёта напряжений изгиба определяем :

1. Эквивалентное число зубьев колёс :

;

2. Коэффициенты формы зуба :

Напряжения изгиба для зубьев колеса и шестерни :

;

Прочность зубьев на изгиб обеспечена :

; ,

допускается любая недогрузка передачи по напряжениям изгиба .

2.4.3. Расчет на прочность при действии максимальных пиковых нагрузок

Проверяем условие прочности по максимальным контактным напряжениям:

МПа МПа,

где МПа – допускаемые максимальные напряжения для зубьев колеса( МПа – предел текучести)

Контактная прочность обеспечена.

Проверяем условие прочности по максимальным напряжениям изгиба для зубьев шестерни и колеса:

;

МПа

МПа

Максимально возможные коэффициенты долговечности:

(термообработка закалка ТВЧ) (термообработка улучшение)

Коэффициент частоты приложения пиковой нагрузки (при единичных нагрузках):

---

Допускаемые напряжения изгиба:

МПа;

МПа;

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

2.5 Силы в зацеплении

Определяем силы в зацеплении :

1. Окружная сила : ;

2. Радиальная сила на шестерни :

;

3. Осевая сила на шестерни :

;

-где угол α=20 ⁰ для прямозубой конической передачи.

Силы на колесе соответственно равны : F_r2 = F_a1 ; F_a2 = F_{r1 .}

3 Расчёт цепной передачи

3.1 Исходные данные

1.1 Кинематические и силовые параметры :

а) Передаточное число U_цеп=1,96

б) Частота вращения ведущей звёздочки n₁ = n_T = 242,5 мин ^-1

в) Вращающий момент ведущей звёздочки T₁ = T_T = 333,62 Нм

1.2 Режим работы C-средний. Динамичность работы - спокойная безударная.

1.3 Количество смен работы K_c = 0,5 (2-х сменная работа)

1,4 Способ смазки переодический.

Регулирование натяжения цепи переодическое.

Угол наклона ветвей цепи к горизонту θ≤45 ⁰

3.2 Проектировочный расчёт

2.1 Число зубьев ведущей звёздочки

Условие выполняется.

-Число зубьев ведомой (большой) звёздочки

Условие выполняется

2.2 Фактическое передаточное число передачи

, условие выполняется

2.3 Для выбора стандартной приводной роликовой цепи определяем :

2.3.1 Коэффициент эксплуатации K_э

2.3.2 Предварительно принимаем допускаемое давление в шарнирах цепи

2.3.3 Коэффициент рядности принимаем m=1 , пологая что будет выбрана однорядная цепь.

2.3.4 Ориентировочное значение шага цепи

мм

принимаем t=31,75 , практически совпадает оно равно 28 МПа .

Шаг цепи t=31,75 ≤ 44,45мм, поэтому принимаем однорядную цепь

1ПР 31,75-88,5 ГОСТ 13568-97

2.4 Число звеньев цепи (приняв а_t=a/t=40)

округляем до целого чётного числа l_t= 118

2.5 Фактическое межосевое расстояние

мм

где Y=l_t-0,5 ∙( z₁+z₂)=118 -0,5 ∙74=81

2.6 Длина цепи с учётом принятых числа звеньев и шага

2.7 Диаметры звёздочек :

1) диаметры делительных окружностей

2) диаметры окружностей выступов

3) диаметры окружностей впадин

где r=0,5025d+0,05=0,5025 ∙19,05+0,05=9,62мм

d=19,05мм

2.8 Окружную силу, передаваемую цепью

2.9 Окружную скорость цепи

3.3 Проверочный расчёт

3.1 Частота вращения ведущей звёздочки

где -допускаемая частота вращения цепи с t=31,75 мм

условие выполняется.

3.2 Число ударов шарниров цепи о зубья звёздочки

где -допускаемое число ударов.

условие -выполняется

3.3 Давление в шарнирах цепи

где А=262 мм ² –площадь проекции опорной поверхности шарнира цепи

условие -выполняется

3.4 Коэффициент запаса прочности S

а) разрушающая нагрузка цепи Q=88,5∙10 ³

б) силу предварительного натяжения цепи

где K_f=3- коэффициент провисания ; q=3,8-масса одного метра цепи ; a=1,28-межосевое расстояние ; g=9,81 – ускорение свободного падения.

в) силу натяжения цепи от центробежных сил

-Коэффициент запаса прочности :

Нормативный коэффициент запаса прочности для роликовой цепи с шагом t=31,75 мм при

n₁ =242,5 об/мин принимаем

Условие выполняется.

3.5 Сила , действующая на валы звёздочек

где K_B=1,15-коэффициент нагрузки вала.

Работоспособность цепной передачи обеспечена .

---

Смотрите также файлы

• 3-semestr-PGS.doc

• referat_po_to1.doc

• Интернет клуб Информатор .doc

• ИКТ.docx

• laba 4.docx