Быстрый поиск

Курсовая работа: Привод цепного конвейера

Московский Институт Стали и Сплавов

Новотроицкий филиал

Кафедра “ТиТМП"

“ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА”

Пояснительная записка

Вариант № 3.

Студент:

Группа:

Руководитель проекта:

Гавриш П.В.

Новотроицк 2002 г.

Оглавление

1. Техническое задание

2. Введение

3. Кинематический и силовой расчет привода

3.1 Выбор электродвигателя

3.2 Передаточные числа элементов привод

3.3 КПД редуктора и привода

3.4 Крутящие моменты на валах

4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1 Выбор материалов колес ступени

4.2 Определение основных параметров ступени

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

5. Проверочный расчет ступени по напряжениям изгиба

5.1 Определение допустимых напряжений

5.2 Расчет зубьев на выносливость

5.3 Расчет зубьев на статическую прочность

6. Проектирование валов закрытой зубчатой передачи

6.1. Предварительный расчет и конструирование валов

6.2. Проверочный расчет тихоходного вала

6.2.1 Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов

6.2.2 Расчет вала на выносливость

6.3 Расчет подшипников качения тихоходного вала

6.4 Выбор муфт

7. Определение размеров основных элементов корпуса редуктора и сварной рамы привода

7.1 Корпус редуктора

7.2 Рама привода

8. Смазка зубчатых колес и подшипников качения

8.1 Смазка зубчатых колес

8.2 Смазка и уплотнение подшипниковых узлов

9. Охрана труда, техническая эстетика

10. Заключение

11. Библиографический список

1. Техническое задание

Техническое задание № 1.

Выдано студенту:

Волобуеву Сергею Александровичу группы ОМД-2000-23 на разработку проекта по курсу прикладная механика.

Тема курсового проекта: Проектирование зубчатого редуктора.

Исходные данные:

Тяговая сила ленты F, кН - 5,8

Скорость ленты v, м/с - 0,50

Шаг тяговой цепи P, мм - 100

Число зубьев звёздочки z - 7

Допускаемое отклонение скорости ленты δ,% - 6

Срок службы привода Lr, лет - 4

Режим работы средний.

Критерий эффективности минимальная стоимость.

Характер работы нереверсивный.

Тип редуктора горизонтальный.

Схема редуктора развернутая.

Сроки выполнения:

Наименование этапа	%	Неделя
Проектировочный расчет	20	3
Эскизная компоновка	20	5
Сборочный чертеж	20	7
Чертеж общего вида	20	9
Оформление проекта	20	11
Защита проекта	20	12

График выполнения

Дата выдачи 10.02.2002 г.

Руководитель проекта: Гавриш П.В. ()

2. Введение

Привод к лесотаке применяется в лесоперерабатывающей промышленности. Она служит для вылавливания и поднятия бревен после сплавления их из реки. В нее входят следующие составляющие:

натяжное устройство;

цепная передача;

тяговая передача;

цилиндрический редуктор;

двигатель;

упругая муфта со звездокой.

3. Кинематический и силовой расчет привода

3.1 Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя:

где Рм = F∙v - мощность рабочей машины;

F - тяговая сила ленты

v - скорость ленты

Рм =5,8∙0,50=2,75кВт

h пр =hпк3∙hмуфты∙hззз2∙hпс2∙hцп4, КПД привода,

где

hпк=0,99

hмуфты=0,99

hззз=0,96

hцп=0,91

hпс=0,98

h пр =0,986∙0,99∙0,992∙0,914∙0,96=0,566

Рэд = 2,75/0,566 = 5,13 кВт.

В качестве двигателя возьмем асинхронный электродвигатель, единой серии общего назначения 4А по ГОСТ I9523-8I, с ближайшей номинальной мощностью Рном = 5,5 кВт /5, с. I05/, которой соответствуют четыре типа электродвигателей с синхронными частотами вращения 750, 1500 и 1000 об/мин. Для приводов общего назначения предпочтительны электродвигатели с синхронной частотой вращения 1000 и 1600 об/мин /5, с.104/. Выбираем электродвигатель типа 4А132S6УЗ с асинхронной частотой вращенияим hэд=1000 об\мин и кратностью максимального момента

γ=Тпуск/Тном=2,0

электродвигателя исполнения ГМ1081, с габаритными установочными и присоединительными размерами приведен на рис.9 /7, с.519-620/.

3.2 Передаточные числа элементов привод

Общее передаточное число привода:

Uпр=nэд/nрм,

где nэд=1000 об/мин - асинхронная частота вращения вала электродвигателя.

nрм= 60∙1000∙ v/ (π∙D),

D=Р∙z/D

nрм=60∙0,50/ (100∙10-3.7) =42,9 об/мин.

Uпр =1000/42,9 = 23,3.

Передаточное число редуктора определяется по формуле

Uред=Uпр/Uоп

где Uоп - передаточное число открытой ременной передачи (рис.8). Принимая предварительно Uоп= 4 \5. с.103\, получим Uред =23,3/5=4,66.

В соответствия с рекомендациями /2, с.93/ используем одноступенчатый редуктор, передаточное число которого Uред=5,6

Уточненное передаточное число открытой ременной передачи

Uоп=Uпр/Uред= 23,3/4,66 = 5,0.

3.3 КПД редуктора и привода

КПД одноступенчатого цилиндрического редуктора (рис.10)

hред=hзз. hпк2, где

hзз - КПД зацепления одной пары зубчатых колес;

hпк - КПД одной пары подшипников качения. Принимая

hзз = 0,96 и hпк =0,99 \ 5. с.107\ получим:

hред=hзз. hпк2

Общий КПД привода лесотаски равен:

h пр = 0,566.

(hпр не изменяется так как редуктор остался прежним).

3.4 Крутящие моменты на валах

Частоты вращения быстроходного nб и тихоходного nт валов редуктора равны ответственно:

nб =nэд/Uмуфты=1000/1=1000 об/мин;

nт =nб/Uред=1000/5,0 = 200 об/мин.

Мощность на тех же валах:

Рб=Рэд∙hм∙hпк =5,5∙0,99∙0,99 = 5,39 кВт;

Рт=Рб∙hред=7,35∙0,894=5,07 кВт;

Крутящие моменты на быстроходном Тб, и тихоходном Тт валах редуктора:

Тт= 9550∙Рт/ nт = 9550∙5,07/200=242,1 Н∙м;

Тб=9550∙Рб/nб=9550∙5,39/1000=51,5 Н∙м.

4. Проектировочный расчет закрытой зубчатой передачи

4.1 Выбор материалов колес ступени

По величине крутящего момента на тихоходном валу редуктора выбираем материалы шестерни (индекс I) в колеса (индекс 2) одинаковыми - сталь 45 с закалкой, механические характеристики которой представлены в табл.1 /2, с.94,95/.

Таблица I. Механические характеристики материалов шестерни (1) и колеса (2) ступени

Индекс колеса	Марка стали ГОСТ	Термообработка	Твердость HRC	Напряжения, МПа						Базовое число циклов
Индекс колеса	Марка стали ГОСТ	Термообработка	Твердость HRC	sТ	sВ	sHP	sHP max	sFP	sFP max	N	N
1	45 1060-74	Закалка	45	800	1000	800	2460Ģ	240	430	60	4
2	45 1060-74	Закалка	45	800	1000	800	2460	240	430	60	4

Эквивалентные числа циклов контактных напряжений зубьев шестерни Nне1 и колеса Nне2 /6. с.43/

Nне1=60∙nт∙t0∙cн

Nне2=60∙nб∙t0∙cн

где t0 =21024 ч - расчетный срок службы привода,

cн - параметр режима нагрузки по контактным напряжениям, который для тяжелого режима равен cн =0,5 /2. с.95/.

Nне1= 60∙178,6∙21024∙0,5=1,126∙I08 циклов;

Nне2=60∙1000∙21024∙0,5=6,307∙108 циклов.

Коэффициенты долговечности при расчете на контактную выносливость \2. с.113\

Для шестерни:

Для колеса:

где NHO1=NНО2=60∙106 - базовое число циклов (табл.1);

КHL1=6√60∙106/1,126∙108 =1,001;

принимаем КHL1=1;

КHL2=6√60∙106/6,307∙108 = 0,97;

принимаем КHL2=1;

Допускаемые контактные напряжения для шестерни sНР1 и колеса sНР2 /5. с.113/:

sНР1=s0НР1∙ КHL1, sНР2=s0НР2∙ КHL2

Где s0НР1 =s0НР2=800 МПа - допускаемое контактное напряжение при базовом числе циклов нагружения (табл.1);

sНР1=800∙1,001=800,8 МПа,

sНР2 =800∙0,97=776 МПа;

для дальнейших расчетов принимаем меньшее значение, т.е.

sНР=sНР2=800 МПа.

4.2 Определение основных параметров ступени

С целью повышения несущей способности передачи, улучшения плавности зацепления и снижения шума при эксплуатации используем косозубые зубчатые колеса. Межосевое расстояние ат (мм) тихоходной ступени /3. с.10/

где Uт=Uред=5,0 - передаточное число; ТТ=242,1 Н∙м - крутящий момент на ведомом колесе; sНР=800 Мпа - допускаемое контактное напряжение;

Кн =1,4- коэффициент нагрузки; С=8900 - численный коэффициент для косозубых передач /4. с.63/; yа - коэффициент ширины колеса. Принимая yа =0,25 /3. с.11/, /4. с.64/, получим

ат≥ (5,0+1). (242,1.1,4/0,25 (8900/800.5) 2 ) 1/3 =113,2;

Округляем полученное значение аТ до ближайшего стандартного значения по СТ

С∙hск4ЭВ 229-75 /3. с.12/ и принимаем аТ=160 мм.

Ширина колеса:

b2=yа∙аТ=0,25∙160=40 мм.

Ширина шестерни:

b1= b2+ (5…10) мм =46 мм.

Принимаем стандартные по ГОСТ 6636-69 значения /3. с.372/: b1=40 мм и b2=46 мм. Нормальный модуль зацепления mn (мм) для закаленных колес рекомендуется выбирать в диапазоне /4. с.71/.

mn= (0.02…0.035) ∙ аТ=0,02∙160=3,2 мм.

Принимаем стандартное по СТ СЭВ 310-76 значение mn=3,0 мм /3. с.13/.

Задавая предварительно угол наклона зубьев b=15°, найдем числа зубьев шестерни z1, колеса z2, и суммарное число зубьев zå= z1+z2.

zå=2ат∙Cosb/mn=2∙160∙Cos15°/3,0»103,z1= zå/ (uT+1) =125/ (5,6+1) @17,z2=zå - z1=125-19=86.

Фактический угол наклона зубьев

b=arcos (mn*zå/2aT) =arcos (3,0 ∙103/ (2∙160)) =15,07°

основные параметры тихоходной ступени редуктора приведены в табл.2.

4.3 Уточнение параметров закрытой зубчатой передачи

uред=5,0. Отклонение Uред от принятого в п.3.2 равно нулю, следовательно частоты и моменты на валах остались такими же как в последних расчётах.

Таблица 2

Основные параметры закрытой зубчатой передачи:

Наименование параметра	Расчетная формула	Ступень передачи
Межосевое расстояние, мм	A= (d1+d2) /2	160
Модуль зацепления нормальный, мм	mn= (0.02…0.035) · а	3,0
Модуль зацепления торцовый, мм	Mt=mn/Cosb	3,11
Угол наклона зубьев, град	b=arcos (zå·mn/2a)	15,07
Шаг зацепления нормальный, мм	Pn=p·mn	9,42
Шаг зацепления торцовый, мм	Pt=p·mе	9,77
Число зубьев суммарное	2аCosb/mn	103
Число зубьев шестерни	z1= zå/ (1+u)	17
Число зубьев колеса	Z2=zå-z1	86
Передаточное число	U=z2/z1	5,0
Диаметр делительный колеса, мм	d2=z2·mt	267
Диаметр делительный шестерни, мм	D1=z1·mt	53
Диаметр впадин колеса, мм	dj2=d2-2,5mn	260
Диаметр впадин шестерни, мм	Dj1=d1-2,5mn	45
Диаметр вершин колеса, мм	Da2=d2+2mn	273
Диаметр вершин шестерни, мм	Da1=d1+2mn	59
Ширина колеса, мм	B2=ya·a	40
Ширина шестерни, мм	b1 =b2+ (5…10)	46
Окружная скорость, м/с	u=p·n1·d1/60·1000	2,72
Степень точности зацепления	ГОСТ 1643-72	9-B