Новосибирская государственная академия водного транспорта

Кафедра «ТММ и ДМ»

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

Новосибирск 2005 г.

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Подбор электродвигателя и определение крутящих моментов

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

2.3 Определение основных параметров

2.4 Проверка на контактную выносливость

2.5 Проверка на изгибную выносливость

2.6 Силы, действующие в зацеплении

3. Расчет деталей редуктора

3.1 Проектирование валов редуктора

3.2 Расчет тихоходного вала редуктора

3.3 Расчет подшипников качения на тихоходном валу

3.4 Расчет шпоночного соединения

4. Расчет муфт

5. Технико-экономические показатели

Спецификация редуктора цилиндрического

Спецификация привода цепного конвейера

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Объектом курсового проекта является привод цепного конвейера с червячным редуктором.

Редукторы бывают: червячные, цилиндрические, конические, волновые и т.д. Чаще всего они выполняются в виде отдельного механизма, служащего для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины, а так же понижает угловую скорость на валу рабочей машины.

Редуктор состоит из корпуса, который может быть получен при помощи литья или сварки. В самом корпусе уже располагают отдельные части: валы, зубчатые колеса, подшипники и др. Литье корпусов обычно применяют при серийном производстве так как это более целесообразно, и изготавливают чаще всего из чугуна.

В процессе проектирования по курсу детали машин ставится целью использовать опыт конструирования унифицированных передач, накопленный в промышленности. Проектируемый редуктор может быть общего или специального назначения. Редукторы специального назначения допускается выполнять с нестандартными параметрами. Однако при проектировании даже нестандартных редукторов необходимо широко использовать стандартные и нормализованные стали.

Для передачи крутящего момента от двигателя к редуктору, либо от редуктора к рабочей машине используют различные передачи, такие как ременные цепные, но чаще всего используют муфты. Конструкция муфт разнообразна. Тип муфты выбирают в зависимости от тех требований, которые предъявляются к ней в данном приводе. Муфта должна компенсировать несоосность валов, уменьшать динамические нагрузки, предохранять привод от перегрузки и т.д.

Если стандартные муфты не удовлетворяют условиям конструкции, проектируют специальные муфты. Основной паспортной характеристикой любой муфты является крутящий момент, на передачу которого она рассчитана. Так же рассматривают редуктор по технико-экономическим показателям для определения и стремлению к мировому уровню машиностроения.

1. Подбор электродвигателя для привода и определение крутящих моментов на валах

Определяем мощность привода цепного конвейера

, (1)

.

Необходимая мощность двигателя

, (2)

где – общий к.п.д. привода.

Из заданной кинематической схемы привода определяется зависимостью

, (3)

где – к.п.д. зубчатой передачи;

– к.п.д. муфты;

– коэффициент, учитывающий потери в опорах вала;

– число валов.

– число муфт

.

Определяем необходимую мощность двигателя по формуле (2)

.

Выбираем электродвигатель 132S8/720 номинальной мощностью и частотой вращения .

Угловая скорость быстроходной ступени редуктора

, (4)

.

Определяем угловую скорость барабана

, (5)

.

Общее передаточное отношение привода

, (6)

.

Находим угловую скорость на тихоходном валу редуктора

, (7)

.

Вычисляем крутящие моменты на валах привода

,

,

2. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений

Допускаемое контактное напряжение определяем по формуле

, (8)

где – предел контактной выносливости, МПа;

– коэффициент запаса прочности;

– коэффициент долговечности;

, – коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев;

– коэффициент, учитывающий окружную скорость;

Для зубчатых колес назначаем сталь 40Х с термообработкой: улучшение+закалка Т.В.Ч – для колеса HB=280, сталь 35ХМ. – для шестерни с термообработкой улучшение + закалка HRC=53, HB=295. Определяем пределы контактной выносливости:

– для шестерни ;

– для колеса .

Коэффициент запаса прочности . Принимаем .

Коэффициент долговечности определяется по формулам:

при , (9)

где – базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости;

– эквивалентное число циклов напряжений.

при . (10)

Эквивалентное число циклов напряжений определяется по формуле

, (11)

где – коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму;

– число зацеплений зуба за один оборот колеса;

– продолжительность работы передачи за расчетный срок службы, ч.

Коэффициент определяется по формуле

, (12)

где , – максимальное и промежуточное значения крутящих моментов;

– соответствующие этим моментам частота вращения и продолжительность работы.

Продолжительность работы передачи за расчетный срок службы

,

.

Использую формулу (12) определим коэффициент , с учетом того, что

,

.

Определяем базовые числа циклов напряжений по формуле

,

.

Определяем эквивалентные числа циклов напряжений по формуле (12)

Коэффициенты долговечности т.к. и .

Определяем допускаемое контактное напряжение по формуле (8) для шестерни и колеса

,

.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем меньшее.

2.2 Определение допускаемых напряжений изгиба

Допускаемое напряжение изгиба определяется по формуле

, (13)

где – базовый предел выносливости зубьев, определяемый в зависимости от способа термической или химико-термической обработки, МПа;

– коэффициент безопасности;

– коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки;

Определяем базовый предел выносливости зубьев

Определяем базовый предел выносливости зубьев

,

.

Коэффициент долговечности определяется по формуле

, (14)

где – базовое число циклов напряжений ;

– эквивалентное число циклов напряжений;

– показатель степени кривой усталости

Эквивалентное число циклов напряжений определяется по формуле

, (15)

где – коэффициент приведения переменного режима нагрузки к постоянному эквивалентному режиму.

Коэффициент определяется по формуле

, (16)

,

.

Определяем эквивалентные числа циклов напряжений по формуле (15)

,

.

По формуле (14) находим коэффициент долговечности для шестерни и колеса

,

.

Коэффициенты долговечности равны 1, так как они не могут быть меньше 1.

Определяем допускаемые изгибные напряжения по формуле (13)

,

.

2.3 Определение основных параметров

Ориентировочное значение межосевого расстояния , мм, определяется по формуле

, (17)

где – вспомогательный коэффициент ;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

– коэффициент ширины зубчатого колеса .

Определяем коэффициент

.

Коэффициент принимаем в зависимости от параметра по графику, .

Вычисляем межосевое расстояние по формуле (17)

Принимаем .

Определяем рабочую ширину венца

.

Принимаем ширину венца и .

Нормальный модуль ; принимаем .

Определяем число зубьев шестерни и колеса

;

.

Принимаем и .

Вычисляем делительные диаметры, диаметры вершин, основные диаметры и диаметры впадин шестерни и колеса

;

;

;

;

;

.

Уточняем межосевое расстояние

Окружная скорость

.

Для данной скорости рекомендуется 8‑я степень точность.

2.4 Проверка на контактную выносливость

Контактная выносливость устанавливается сопоставлением действующих в полюсе зацепления расчетного и допускаемого контактных напряжений

Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления определяется следующим образом:

, (18)

где – коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес определяется по формуле:

, для стальных зубчатых колес принимаем .

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления определяется по формуле:

, (если и , ,

то ),

– коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий определяется по формуле:

,

где - коэффициент торцевого перекрытия

, ,

тогда .

–удельная расчетная окружная сила определяется по формуле:

, (19)

где (для прямозубых передач), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

(определяется по графику), – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца;