Курсовая работа: Привод ленточного конвейера

Задание на расчетную работу

Спроектировать привод ленточного конвейера, содержащий: асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый редуктор с прямозубыми цилиндрическими колесами и компенсирующей муфтой, по схеме 4, варианту 6. Схема привода дана на рисунке 1.1

Рисунок 1.1 - Схема привода: 1 - электродвигатель; 2 - ремень клиновой; 3 - одноступенчатый редуктор (прямозубый); 4 - муфта компенсирующая; 5 - барабан; 6 - лента конвейера.

Срок службы редуктора десять лет при непрерывной двухсменной работе.

Кратковременные перегрузки превышают номинальную нагрузку не более, чем в два раза.

Мощность, передаваемая муфтой на вал конвейера Р3=3,36 кВт.

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

, (2.1)

где Р₃ - мощность на барабане (на выходе привода), кВТ;

з- КПД привода.

, (2.2)

где з₁, з₂,з_подш- соответственно КПД ременной, зубчатой передач и пары подшипников качения.

Руководствуясь рекомендациями /2,с.5/, принимаем з_р=0,96, з_з=0,98, з_подш=0,99. После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода

и требуемую мощность

Р_тр=3,36/0,92=3,65 кВт.

С учетом требуемой мощности Р_тр=3,65 кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей серии 4А с номинальными мощностями Р_н=3,0 кВт и Р_н=4,0 кВт /2,с.390/. Для первого перегрузка составляет (3,83-3)•100%/3=27,6% при допускаемой перегрузке 5%.

Остановим выбор на двигателе мощностью 4 кВт.

Для двигателей с мощностью 4 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения n_н:2880, 1430, 950, 720 об/мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода i_ср, вычисленное по средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач.

iср=i1*i2 iср=1.8*4 iср=7.2

При таком передаточном отношении привода и частоте вращения вала n₃=95 об/мин потребуется двигатель с частотой вращения n1=i_ср•n3=95*7.2=684 об/мин.

Окончательно выбираем /2,с.390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 132S8 со следующими параметрами:

- номинальная мощность Р_н=4кВт;

- номинальная частота вращения n_н=750 об/мин;

- S= 4.1 % ;

- отношение пускового момента к номинальному Т_n/T_н=1.8 .

1.2 Передаточное отношение привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения его входного вала

_общ=n₁:n₃=719/95=7,56

Примем /2,с.6/ передаточные отношения - для ременной, зубчатой и цепной передач редуктора соответственно i_р=1,8 , i_зуб= 4

1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах

Частоты вращения валов:

Угловые скорости валов:

Мощности на валах привода:

Р₁ = Р_тр = 3,65 кВт;

Р₂ = Р₁ ? з_р ? з_п = 3,65• 0,96 • 0,99 = 3,46 кВт;

Р₃ = Р₂ ? з_з ? з_п = 3,46 • 0,98 • 0,99 = 3,35 кВт;

Моменты на валах привода:

Таблица 2.1-Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи редуктора

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

Назначим дешёвую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050 - 88. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием) материал колёс должен иметь нижеследующие механические свойства

Шестерня Колесо

Твёрдость НВ 230…260 НВ 200…225

Предел текучести у_т не менее 440 МПа 400 МПа

Предел прочности у_в не менее 750 МПа 690 МПа

Допускаемые контактные напряжения при расчете зубьев на выносливость в общем случае:

, (3.1)

где _Нlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

К_HL - коэффициент долговечности;

[S_H] - коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350

=2НВ+70. (3.2)

Коэффициент долговечности /2,с.33/

KHL = , (3.3)

где N_НО - базовое число циклов;

N_НЕ - эквивалентное число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов N_НО = 10⁷ /2. с.34/.

Эквивалентное число циклов

N_НЕ = 60 с n t, (3.4)

где с - число зубчатых колес, сцепляющихся с данным колесом;

n - частота вращения этого колеса, об/мин;

t - срок службы передачи в часах.

Для шестерни и для колеса с = 1, n₂ = 205,7 об/мин, =69,97 об/мин. По заданию на расчетную работу срок службы составляет 10 лет при двухсменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены 8 часов, получим t=10•2•250•8=40000 часов.

Расчет по формуле (3.4) дает для шестерни и колеса соответственно

Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как > и >. В таком случае следует принимать=1.

Если взять коэффициент безопасности [S_H]=1,15 /2, с.33/, то расчет по формулам (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно:

МПа,

МПа,

Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колес из нормализованной, улучшенной и объемно закаленной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле

(3.6)

где =400 МПа - предел текучести (минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1)

МПа

Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляется по формуле

(3.7)

где _{F lim b} - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, со ответствующий базовому числу циклов;

К_FL - коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

К_F - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья ( в случае реверсивной передачи);

[S_F] - допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности).

По рекомендации берем:

- для нормализованных и улучшенных сталей _{F lim b} = 1,8 НВ;

- при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, К_FC =1;

- для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 [S_F] =1,75.

Коэффициент долговечности

, (3.8)

где m - показатель корня;

N_FO - базовое число циклов;

N_FE - эквивалентное число циклов.

Для колес с твердостью зубьев до и более НВ 350 величина m равна соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается N_FO = 4 10⁶.

Для обоих колес N_FE имеет те же численные значения, что и N_НE .Оба эти значения (для шестерни -70•10⁷, для колеса 21•10⁷) больше N_FO= 4 10⁶. Поэтому принимается коэффициент долговечности К_FL=1.

Расчет по формуле (3.7) дает соответственно для шестерни и колеса

МПа,

МПа.

Примечание - Здесь, как и при расчете [_Н], взято минимальное значение твердости.

Допускаемое напряжение изгиба при расчете зубьев на кратковременные перегрузки при твердости менее НВ 350

(3.9)

Расчет по этой формуле с учетом характеристик материала дает для шестерни и колеса соответственно

МПа; МПа.

2.2 Расчёт геометрических параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

, (3.10)

где - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колёс соответственно;

u - передаточное число зубчатой пары;

Т₂=Т₃ - момент на колесе (большем из колёс);

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число u=i_з=4 а момент Т₁=0,082 Т₂=482,24Н·м;

Допускаемое напряжение =408 МПа;

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию

Каждое из колес разделенной передачи расположено симметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно

В итоге расчет по формуле (3.10) дает

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения 200 мм

Нормальный модуль m_n = (0,01…0,02) = (0,01…0,02) 200 = 2 … 4 мм. Из стандартного числа модулей берем m_n= 4 мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев = 0

Тогда число зубьев шестерни:

Принимаем Z₁ = 20

Тогда число зубьев колеса Z₂ = Z₁u = 204 = 80

Уточненное значение:

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

,

Правильность вычислений подтверждается проверка:

.

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса:

b2 = ba = 0,25200 = 50 мм

Ширина шестерни:

b1 = b2+5 = 50+5 = 55 мм

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd2 = b₂:d₂ = 55:80 = 0.69

2.3 Проверочный расчёт прочности зубьев цилиндрической передачи

Расчётное контактное напряжение для цилиндрических передач

, (3.11)

где K_H - коэффициент нагрузки;

b - ширина колеса расчётная (наименьшая).

Окружная скорость колёс

м/с

При такой скорости назначаем восьмую степень точности.

Коэффициент нагрузки при проверочном расчёте на контактную прочность

(3.12)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

По рекомендациям назначаем следующие значения коэффициентов:

- = 1,0 при окружной скорости =1,67 м/с и восьмой степени точности;

- = 1,09 при значении коэффициента =0,69 твёрдости зубьев менее НВ 350 и симметричном расположении относительно опор;

- = 1 при окружной скорости =1,67 м/с , восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.

Расчет по формуле (3.12) дает .

Ширину колеса берем в расчет минимальную и суммарную для обоих колес, т.е. в=80. Момент на колесе Т₂= 320 Н•м.

Расчет по формуле (3.11) дает

МПа

Условие прочности выполняется.

Напряжение изгиба зубьев цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле

(3.13)

где F_t - окружная сила;

K_F - коэффициент нагрузки;

Y_F - коэффициент формы зуба;

Y_в - коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчётной схемы, что и для прямых;

K_FA - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

b - ширина колеса, находящаяся в зацеплении, мм;

- модуль нормальный, мм;

В зацеплении колёс быстроходной передачи действуют следующие силы:

- окружная H;

- радиальная Н;

Коэффициент нагрузки

(3.14)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки.

Примем =1,10 с учетом, что твердость колес менее НВ 350, коэффициент , а каждое из колес расположено симметрично относительно опор.

Назначим =1,15, учитывая дополнительно, что окружная скорость =1,67 м/с, а степень точности принята 8.

Тогда по формуле (3.14) =1,10·1,15=1,265

Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией, возьмём К_FA=0,92.

Коэффициент Y_в определим по формуле :

Коэффициент формы зуба , для прямозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев, которое составляет для шестерни и колеса соответственно

Допускаемое напряжение

По табл. 3.9 для стали 45 улучшенной при твердости ? HB350

= 1,8 HB

Для шестерни

Для колеса

коэффициент запаса прочности

= 1,75 = 1

для шестерни

для колеса

Расчет по формуле (3.13) дает для шестерни и колеса соответственно (в МПа):

Это значительно меньше вычисленных в пункте 2.1. допускаемых напряжений =237 МПа и =206 МПа.

Таблица 2.1 - Геометрические параметры колес зубчатой передачи