Привод цепного конвейера

Федеральное агентство по образованию

Тульский Государственный Университет

Кафедра ПМ и ДМ

Привод цепного конвейера

пояснительная записка

к контрольной работе

по дисциплине «Прикладная механика»

ККР.ПМ.06.01.00.00.001 ПЗ

Студент группы Б660222с                                                   Култыгин А.Ю.

Руководитель                                                                        ЮдкинЮ.П.

Тула, 2013

СОДЕРЖАНИЕ

1. Кинематический расчёт

. Расчёт цепной передачи

. Расчёт червячной передачи

.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений

.2 Расчёт червячной передачи (на ЭВМ)

. Предварительный расчёт валов

Список использованных источников

1. Кинематический расчёт

Потребная мощность привода, т.е. мощность на выходе:

=4,15*0,6=2,49 кВт.

Частота вращения приводного вала:

45 об/мин.

Примем КПД отдельных механизмов составляющих привод цепного конвейера. По табл. 1.1, [2] примем: КПД соединительной муфты =0,98; КПД червячной передачи =0,9; КПД цепной передачи =0,93; КПД пары подшипников =0,99.

Общий КПД привода:

==0,98*0,9*0,93*0,993=0,796.

Требуемая мощность электродвигателя:

2,49/0,796=3,128 кВт.

Определим ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя

`дв = nвых·uред ·uцп

где n`дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

uред - передаточное число редуктора, принимаем uред=10;

iцп - передаточное отношение цепной передачи, принимаем iцп=2.

n дв = 45·2·10=900 об/мин.

По табл. П5, [3] выбираем электродвигатель с повышенным пусковым моментом 4A112МА6УЗ с номинальной мощностью =3 кВт и частотой вращения =955 об/мин; диаметр выходного конца вала двигателя =32 мм; отношение пускового момента к номинальному 2.

Перегрузка электродвигателя 4,3%, что меньше допускаемых 12% при переменной нагрузке.

Общее передаточное число привода:

===21,22.

Примем по табл. 1.2, [2] передаточное число червячного редуктора =10, тогда передаточное число цепной передачи:

== =2,12.

Частота вращения и угловая скорость вала электродвигателя:

955 об/мин;

==100 рад/с.

Частота вращения и угловая скорость червячного вала редуктора:

955 об/мин;

100 рад/с.

Частота вращения и угловая скорость ведомого вала редуктора:

==95,5 об/мин;

==10 рад/с.

Частота вращения и угловая скорость приводного вала:

==45 об/мин;

==4,7 рад/с.

Мощность на валу электродвигателя:

3,128 кВт.

Мощность на червячном валу редуктора:

3,073*0,98*0,99= 3,035 кВт.

Мощность на выходном валу редуктора:

3,035*0,9*0,99 = 2,704 кВт.

Мощность на приводном валу:

2,704*0,93*0,99=2,49 кВт.

Вращающий момент на валу электродвигателя:

= =31,3 Н*м.

Вращающий момент на червячном валу редуктора:

==30,4 Н*м.

Вращающий момент на выходном валу редуктора:

==270,4 Н*м.

Вращающий момент на приводном валу конвейера:

==528,4 Н*м.

2. Расчёт цепной передачи

Цепная передача предназначена для передачи крутящего момента от одного механизма к другому при помощи цепи.

Цепная передача в наиболее общем виде состоит из ведущей и ведомой звёздочек, расположенных на некотором расстоянии друг от друга и соединенных цепью.

Недостатки цепных передач: удлинение цепи вследствие износа её шарниров и растяжения пластин, в результате чего она имеет неспокойный ход; наличие в элементах цепи переменных ускорений, вызывающих динамические нагрузки тем большие, чем выше скорость движения цепи и чем меньше зубьев на меньшей звёздочке; шум при работе; необходимость внимательного ухода при её эксплуатации.

На рис. 1 приведена схема рассчитываемой цепной передачи.

Рисунок 1 - Цепная передача

Принимаем для цепной передачи однорядную приводную роликовую нормальную цепь ПР по ГОСТ 13568-75.

Передаточное число цепной передачи 2,12.

Примем число зубьев меньшей звёздочки 24 (с.259, [1]).

Число зубьев большей звёздочки

24*2,12=50,88,

принимаем 51.

Примем предварительно шаг цепи р=31,75 мм (с.259, [1]).

Площадь проекции опорной поверхности шарнира А=262  (ГОСТ 13568-75).

Определим скорость цепи по формуле:

1,21 м/с.

Мощность, передаваемая ведущей звёздочкой определена ранее:

2,704 кВт.

Определим окружную силу передачи:

2235 Н.

Межосевое расстояние определим по формуле:

40*31,75=1270 мм.

Определим коэффициент эксплуатации передачи по формуле:

,

где  - коэффициент динамической нагрузки,

принимаем 1,3 (с.260, [1]);

 - коэффициент способа регулировки натяжения цепи, принимаем 1 (с.260, [1]), регулировка осуществляется передвижными опорами;

 - коэффициент межосевого расстояния передачи, принимаем при  1 (с.260, [1]);

 - коэффициент наклона линии звёздочек к горизонту, принимаем для угла наклона 30° 1 (с.260, [1]);

 - коэффициент способа смазки цепи, принимаем для периодической смазки 1,5 (с.260, [1]);

 - коэффициент режима работы, принимаем 1,25 для двухсменной работы (с.260, [1]).

Таким образом

1,3*1*1*1*1,5*1,25=2,438.

Допускаемая окружная сила:

262*33=8646 Н,

где 33 МПа - допускаемое давление в шарнире (табл. 14.1, [1]).

Проверим цепь на износоустойчивость шарниров:

,

где  - число рядов цепи, в нашем случае .

;

<3546.

Условие выполняется, т.е. цепь достаточно износостойкая.

Определим число звеньев цепи:

118.

Длина цепи:

118*31,75=3747 мм.

Уточним межосевое расстояние передачи:

 1271 мм.

Для провисания цепи полученное значение а уменьшим на 0,0025а=0,0025*1271=3 мм, окончательно примем межосевое расстояние передачи а=1268 мм.

Силы действующие на цепь:

окружная

2235 Н (определена выше);

центробежная

3,8*1,21=5,6 Н,

где 3,8 кг/м - масса 1 м цепи (табл. 5.13, [2]);

от провисания

9,81*1,5*3,8*1268*=71 Н,

где 1,5 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона цепи (с.86, [2]).

Расчётная нагрузка на валы:

2235+2*71=2377 Н.

Определим коэффициент запаса прочности цепи по формуле:

,

где Q - разрушающая нагрузка цепи, Q=8850 кг (табл. 5.13, [2]);

 - допускаемый коэффициент запаса прочности цепи,

7,8 (табл. 5.16, [2]).

37,6.

Следовательно, условие прочности выбранной цепи удовлетворяется.

Определим геометрические параметры профиля зубьев (рис.2) ведущей и ведомой звёздочек.

Делительный диаметр меньшей звёздочки:

243,25 мм.

515,75 мм.

Наружные диаметры меньшей и большей звёздочек:

262,12 мм,

где 19,05 мм - диаметр ролика (табл. 5.12, [2]);

545,25 мм.

Рисунок 2 - Профиль зубьев звёздочек

Радиус впадин:

0,5025*19,05+0,05=9,62 мм.

Диаметры окружностей впадин:

243,25-2*9,62=224,01 мм;

515,75-2*9,62=506,61 мм.

Радиус сопряжения:

0,8*19,05+9,62=24,86 мм.

Половина угла впадины:

52,5°;

53,82°.

Угол сопряжения:

15,67°;

16,92°.

Угол профиля:

14,33°;

15,77°.

Радиус головки зуба:

=19,05*(1,24*cos14,33+0,8*cos15,67-1,3025)-0,05=12,7 мм;

=19,05*(1,24*cos15,77+0,8*cos16,92-1,3025)-0,05=12,45 мм.

Радиус закругления зуба:

1,7*19,05=32,39 мм.

Расстояние от вершины зуба до линии центра дуг зацеплений:

0,8*19,05=15,24 мм.

Ширина зуба однорядной звёздочки:

0,9*19,05-0,15=17 мм,

где 19,05 мм - расстояние между внутренними пластинами цепи (табл. 5.13, [2]).

Расчёт предохранительного устройства

Для предохранения привода от случайных перегрузок используем устройство с разрушающимся элементом. В качестве разрушающегося элемента принимаем штифт. Устройство устанавливаем на ведомой звездочке цепной передачи (рис.3).

Рисунок 3 - Устройство предохранительное

Расчётный вращающий момент срабатывания устройства:

Т=KрТ4=1,4*528,4=739,8 Н·м,

где Kр=1,4 - коэффициент режима работы (перегрузки).

Определим диаметр штифта по формуле:

,

где z - число штифтов, принимаем z=1;

Kz - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по штифтам;

при z=1 Kz =1;

D1 - диаметр расположения штифтов, принимаем D1=150 мм;

[τ] - предел прочности на срез штифта, МПа;

[τ]=0,7σв,

где σв - временное сопротивление разрыву, МПа.

Принимаем материал штифта Сталь 45 улучшенную, временное сопротивление разрыву σв =750 МПа, тогда

[τ]=0,7*750=525 МПа.

.

3. Расчёт червячной передачи

.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений

Число витков червяка принимаем в зависимости от передаточного отношения при =10, принимаем =4 (с.231, [1]).

Число зубьев червячного колеса:

==10*4=40.

Определим предварительно скорость скольжения в зацеплении:

= =2,8 м/с.

Выберем материал червяка и червячного колеса из 2-й группы. Принимаем для червяка сталь Ст. 45 с закалкой до твёрдости не менее HRC 45 и последующим шлифованием, для венца червячного колеса - бронзу Бр.АЖ 9-4 (отливка в землю), =400 МПа; =200 МПа;=226 МПа; =103 МПа.

Срок службы передачи:

24651 ч.

Эквивалентное число циклов напряжений червячного колеса определим с учётом графика нагрузки:

=

61,8*.

Коэффициент долговечности

==0,796.

Допускаемые напряжения

=226*0,796=179,9 МПа.

Эквивалентное число циклов напряжений червячного колеса определим с учётом графика нагрузки:

56,7*.

Коэффициент долговечности

==0,638.

Допускаемые напряжения

=103*0,638=65,7 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на перегрузку для материалов 2-й группы

[σH]max=2∙σT=2*200=400 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на перегрузку для материалов группы 2.

[σF]max=0,8∙σT=0,8*200=160 МПа.

3.2 Расчёт червячной передачи (на ЭВМ)

Расчёт передачи ведётся по программе с использованием табличного процессора MICROSOFT ECXEL

Задаёмся величиной отношения (q/z2) в пределах от 0,22 до 0,4. Принимаем q/z2 = 0,25

Межосевое расстояние

aw=0,625[(q/z2)+1]= 0,625[0,25+1]=

=126,16 мм;

=1,26*105 МПа,

где  - модуль упругости материала червяка, 2,1∙105 МПа - для стали;

 - модуль упругости материала колеса, 0,9 ∙105 МПа - для бронзы.

Определим ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка

0,25*40=10

Модуль

5,05 мм.

Принимаем стандартные значения q=10; m=5 мм.

Уточним межосевое расстояние

125 мм.

Делительные диаметры червяка и колеса

=qm=10*5=50 мм.

=40*5=200 мм.

Угол подъёма витков резьбы червяка

γ = arc tg(z1/q)= arc tg(4/10)=0,381 рад.

Окружная скорость червяка

==2,5 м/с.

Скорость скольжения в зацеплении:

==2,69 м/с.

Полученное значение скорости скольжения отличается от ранее принятого на 4,1%, что вполне допустимо.

Коэффициент торцового перекрытия

1,88.

Окружная скорость на колесе

==1 м/с.

Коэффициент нагрузки

=KF=KV∙Kβ=1*1,1=1,1

где Kβ,- коэффициент концентрации нагрузки, ∙Kβ=1,15;

KV - коэффициент динамической нагрузки. При V2<3м/с, KV∙=1

Проверка по контактным напряжениям

≤ , допускается  - ≤ 0,15

Рабочие контактные напряжения

160,97 МПа≤.

где δ=0,8727 ( 50°)- угол обхвата, рад;

ξ = 0,75 - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.

Проверка выполняется.

Окружная сила на червяке и колесе

Окружное усилие на червячном колесе, равное осевому усилию на червяке:

=2704 Н.

Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе:

=1189,39 Н.

Радиальные усилия на червяке и колесе:

=2704*tg 20°=983,67 Н.

Модуль нормальный

mn = m cos γ=5* cos 0,381=4,69 мм.

Диаметры выступов червяка и колеса

1 = d1 + 2 m=50+2*5=60,09 мм;

da2 = d2 + 2 m=200+2*5=210,09 мм.

Диаметры впадин червяка и колеса

1 = d1 - 2,4 m=50-2,4*5=37,89 мм;

df2 = d2 - 2,4 m=200-2,4*5=187,89 мм.

Ширина зубчатого венца колеса

2 = 0,75 da1=0,75*60,09=45 мм.

Длина нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0

1 ≥ (12,5+0,09 z2) m=(12,5+0,09*40)*5=81,25 мм.

2 = z2 / cos3γ=40/ cos30,381=49,97.

Коэффициент формы зуба колеса YF2=1,45.

Проверка по напряжениям изгиба

;

σF = 0,7 YF2 =0,7*1,45*14,97 МПа<.

Проверка выпоьняется.

Уточним кпд передачи

η = =0,91

где φ - угол трения в зацеплении, принять по рекомендациям.

Наружный диаметр червячного колеса:

≤+m=210,09+5=215 мм.

Проверка передачи при перегрузках

по контактным напряжениям

227,65 МПа <

по напряжениям изгиба

2*14,97=29,94 МПа<

Проверка выполняется.

Проверка передачи на нагрев масла в редукторе

67,7°С<90°C,

где P1 - мощность на валу червяка, Вт;

KT=17 Вт/(м2с)- коэффициент теплопередачи;

aw - межосевое расстояние, м.

4. Предварительный расчёт валов

привод цепной конвейер редуктор

Предварительный расчёт проведём по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал (червяк) (рис. 4)

Принимаем допускаемое напряжение на кручение []=15 МПа.

Определим диаметр выходного конца вала под муфту:

==21,6 мм.

Принимаем для согласования с валом электродвигателя =dдв=32 мм.

Рисунок 4 - Ведущий вал

Диаметр вала под подшипник

=+2h=32+2*4=40 мм,

где h=4 мм - высота заплечика вала.

Принимаем диаметр вала под подшипниками =40 мм.

Диаметр вала под уплотнение принимаем ==40 мм.

Ведомый вал (рис.5).

Принимаем допускаемое напряжение на кручение []=11 МПа.

Определим диаметр вала в опасном сечении под колесом

==49,7 мм.

Принимаем =50 мм.

Рисунок 5 - Ведомый вал

Принимаем диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно , принимаем диаметр вала под подшипниками =45 мм.

Диаметр вала под червячным колесом принимаем

=50 мм.

Уточним диаметр вала под колесом

=+(1…2) мм=45+(1…2)=46…47 мм, принимаем =47 мм.

Принимаем диаметр вала под втулку

==47 мм.

Принимаем диаметр вала под уплотнение

==45 мм

Определим диаметр вала под звездочку из уравнения

+2h=;

=-2h=45-2*5=35 мм, принимаем =35 мм.

Вал приводной (рис.6)

Диаметр выходного конца вала под звездочку

==48,6 мм.

Принимаем =48 мм.

Рисунок 6 - Вал привода

Диаметр вала под подшипник

=+2h=48+2*5=58 мм,

где h=5 мм - высота заплечика вала.

Диаметр вала под подшипниками принимаем =55 мм.

Диаметр вала под звёздочками =65 мм.

Список использованных источников

1. Гузенков, П. Г. Детали машин [Текст]: учеб. пособие для студентов втузов / П. Г. Гузенков. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. школа, 1982. -351 с.

. Дунаев, П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование: учеб. Пособие для машиностроит. Спец. техникумов [Текст] / П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов. - 2-е изд., перераб. и доп. - Высш. шк., 1990. -399 с.

. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие для техникумов [Текст] / С. А. Чернавский [и др.]. - М.: Машиностроение, 1979. -351 с.

. Анурьев, В. И. Справочник конструктора машиностроителя [Текст]. В 3 т. Т.1. / В. И. Анурьев; под ред. И. Н. Жестковой. - 8-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 2001. -920 с.