Содержание

Введение 3

1.1 Определение мощности на приводном валу Pпр 4

1.2 Определение КПД привода η0 4

1.3 Определение ориентировочного значения мощности двигателя P`дв 4

1.4 Определение ориентировочной частоты вращения приводного вала nпр 4

1.5 Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя n`дв 5

1.6 Выбор двигателя по ориентировочному значению мощности привода 5

P`дв и ориентировочному значению частоты вращения вала двигателя n`дв 5

1.7 Определение передаточного числа привода u0 5

1.8 Определение передаточного числа редуктора uред 5

1.9 Разбивка передаточного числа редуктора между его ступенями uБ и uТ 5

1.10 Определение частот вращения валов привода 6

1.11 Определение крутящих моментов на валах 6

1.12 Исходные данные для расчёта передач 7

2 Расчёт передачи с гибкой связью (цепной) 9

Определение числа зубьев ведущей z1 и ведомой z2 звёздочек 9

2.1 Определение расчётной мощности Рр 9

2.2 Определение межосевого расстояния а 10

2.3 Определение окружной скорости в передаче V 10

2.4 Определение числа звеньев цепи или длины цепи в шагах Lр 10

2.5 Уточнение межосевого расстояния а 10

2.6 Определение делительных окружностей ведущей d1 и ведомой d2 звёздочек 11

2.7 Определение окружной силы Ft 11

2.8 Определение натяжения от центробежных сил Fυ 11

2.9 Определение силы предварительного натяжения от массы цепи F0 12

2.10 Определение возможности резонансных колебаний 12

3 Редуктор 13

3.1 Расчёт допускаемых напряжений для зубчатых цилиндрических передач 13

3.2 Расчёт тихоходной зубчатой передачи 16

3.3 Расчёт быстроходной зубчатой передачи 21

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зубьев kFβ=1,4, табл. [3]; 22

mn =(0,010,02) · аω, 22

3.4 Эскизная компоновка редуктора 28

3.5 Проектирование и проверка валов 34

3.6 Подбор и проверка подшипников 38

3.7 Подбор и проверка шпонок 46

3.8 Определение размеров корпуса и крышки редуктора 49

3.8.1 Определение толщины стенки корпуса δ 49

3.9 Смазка зубчатых колёс и подшипников 52

3.10 Выбор посадок сопряжённых деталей 52

3.11 Сборка редуктора 52

4 Подбор и проверка муфты 54

5 Экономическое обоснование конструкции привода 55

6 Заключение 56

7 Библиография 57

Введение

Транспортёры (конвейеры) предназначины для перемещения сыпучих и кусковых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко используют для механизации погрузочно – разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод цепного конвейера с тяговым органом, для которого используются специальные тяговое цепи, а вместо барабанов устанавливаются звёздочки. Тяговый орган получает движение от приводной станции, которая состоит из электродвигателя, упругой муфты, цилиндрического горизонтального редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью, цепной передачи с предохранительным устройством, тяговой звёздочки, приводного вала и рамы.

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором помещаются элементы передачи – зубчатые колёса, валы, подшипники и т.д.

Выбор редуктора с раздвоенной быстроходной ступенью обуславливается тем, что колеса расположены симметрично относительно опор, что приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев и это позволяет иметь в рассматриваемом случае менее жесткие валы. Быстроходный вал редуктора должен иметь свободу осевого перемещения, что обеспечивается конструкцией подшипниковых узлов.

1. Кинематический расчёт привода

1. Определение мощности на приводном валу P_пр

P_пр = F_t^.V,

где P_пр- мощность на приводном валу, кВт;

F_t – тяговое усилие цепи конвейера, Н·м, 7,2;

V – скорость движения цепи, м/с, 0,7.

P_пр = 7,2·0,7 = 5,04 кВт

2. Определение КПД привода η₀

η₀ = η_м·η²_зп·η_цп·η⁴_пп,

где η₀ – КПД привода;

η_м – КПД муфты, 0,98;

η_зп – КПД зубчатой передачи, 0,98;

η_цп – КПД цепной передачи, 0,93;

η_пп – КПД пары подшипников, 0,99.

η₀ = 0,98·0,98²·0,93·0,99⁴=0,84

3. Определение ориентировочного значения мощности двигателя P`_дв

P`_дв = P_пр/η₀,

где P`_дв - ориентировочное значение мощности двигателя, кВт.

P`_дв = 5,04/0,84=6 кВт

4. Определение ориентировочной частоты вращения приводного вала n_пр

где n_пр - ориентировочная частота вращения приводного вала, об/мин;

t – шаг цепи, мм, 125;

z – число зубьев звёздочки, 10.

5. Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя n`_дв

n`_дв = n_пр·u_ред ·i_цп

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

u_ред – передаточное число редуктора, u_ред=25;

i_цп – передаточное отношение цепной передачи, i_цп=2.

n _дв = 33,6·2·25=1680 об/мин

6. Выбор двигателя по ориентировочному значению мощности привода

P`<sub>дв</sub> и ориентировочному значению частоты вращения вала двигателя n`_дв

Выбираем двигатель 4А132S4УЗ

Параметры выбранного двигателя:

Частота вращения вала двигателя n_дв = 1455 об/мин, П5 [ч]

Мощность на валу двигателя Р_дв = 7,5 кВт, П5 [ч]

7. Определение передаточного числа привода u₀

u₀ = n_дв/ n_пр

где u₀ – передаточное число привода.

u₀ = 1455/33,6=43,3

8. Определение передаточного числа редуктора u_ред

u_ред = u₀/i_цп ,

где u_ред – передаточное число редуктора.

u_ред = 43,3/2=21,65

9. Разбивка передаточного числа редуктора между его ступенями u_Б и u_Т

где u_Т – передаточное число тихоходной ступени.

где u_Б – передаточное число быстроходной ступени.

10. Определение частот вращения валов привода

    1. Входной вал

Частота вращения входного вала n_вх = 1455 об/мин

2. Промежуточный вал

где n_пром – частота вращения промежуточного вала, об/мин.

3. Выходной вал

где n_вых – частота вращения выходного вала, об/мин;

4. Приводной вал

где n_пр – частота вращения приводного вала, об/мин.

11. Определение крутящих моментов на валах

    1. Вал двигателя

Т_дв = 9550·Р_дв/n_дв ,

где Т_дв – крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Т_дв = 9550·7,5/1455=49,23 Н·м

2. Входной вал редуктора

Т_вх = Т_дв· η_м· η_пп

где Т_вх – крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Т_вх= 49,23·0,98·0,99=47,76 Н·м

3. Промежуточный вал редуктора

Т_пром=Т_вх·u_Б ·η_пп· η_зп ,

где Т_пром – кутящий момент на промежуточном вале редуктора, Н·м.

Т_пром = 47,76·5,28·0,99·0,98=244,66 Н·м

4. Выходной вал редуктора

Т_вых = Т_пром·u_Т· η_пп· η_зп ,

где Т_вых – крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Т_вых=244,66·4,1·0,99·0,98=973,21 Н·м

5. Приводной вал

Т_пр=Т_вых·η_пп·i_{цп цп},

где Т_пр – крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Т_пр = 973,21·2·0,99^.0,93=1792,07 Н·м

12. Исходные данные для расчёта передач

    1. Входная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни

,

Т=47,76/2=23,88 Н^.м

Частота вращения вала шестерни n₁=1455 об/мин;

Передаточное число быстроходной ступени u = 5,28.

2. Выходная ступень редуктора

Крутящий момент на валу шестерни Т₁=244,66 Н·м;

Частота вращения вала шестерни n₁=275,57 об/мин;

Передаточное число тихоходной ступени u= 4,1.

3. Ведущая звёздочка

Р_зв=Р_дв· η³_пп· η²_зп· η_м

где Р_зв – мощность на валу ведущей звёздочки, кВт.

Р_зв = 7,5^.0,98·0,99³·0,98²=6,85 кВт

Частота вращения вала ведущей звёздочки n₁=67,21 об/мин;

Передаточное отношение цепной передачи i=2.

2. Расчёт передачи с гибкой связью (цепной)

Определение числа зубьев ведущей z₁ и ведомой z₂ звёздочек

Принимаем z₁=27 [3]

z₂= z₁·i_цп,

z₂= 27·2=54

z₂ < z_2max,

где z_2max – максимальное число зубьев ведомой звёздочки, z_2max =100…120.

54 < 100 – условие выполнено.

1. Определение расчётной мощности Р_р

Р_р=Р₁·k_э·k_z·k_n ≤ [Р_р],

где k_э – коэффициент эксплуатации;

k_z – коэффициент числа зубьев;

k_n – коэффициент частоты вращения.

k_э = k_д·k_рег·k_а·k_н·k_с·k_реж,

где k_д – коэффициент динамической нагрузки, k_д =1 табл.13.2 [3];

k_а – коэффициент межосевого расстояния, k_а =1 табл.13.2 [3];

k_н - коэффициент наклона линии центра к горизонту, k_н =1 табл.13.2 [3];

k_рег – коэффициент, учитывающий способ натяжения цепи, k_рег =1,25 табл.13.2 [3];

k_с – коэффициент, учитывающий способ смазки, k_с =1 табл.13.2 [3];

k_реж – коэффициент, учитывающий режим работы, k_реж =1,25 табл.13.2 [3];

[Р_р] – допускаемая мощность цепи, кВт, [Р_р] =10,5.

k_э =1·1·1·1,25·1·1,25=1,56

k_z= z₀₁/z₁,

где z₀₁ – принятое число зубьев, z₀₁=25.

k_z=25/27=0,93

k_n= n₀₁/n₁,

где n₀₁ – принятая частота вращения, об/мин, n₀₁=50.

k_z=50/67,21=0,74

Р_р=6,85·1,56·0,93·0,74=7,35 кВт

Р_р` < [Р_р] – условие выполняется

Принимаем роликовую однорядную цепь ПР38– 127000 табл.13.4 [3]

2. Определение межосевого расстояния а

а= (30…50)р_ц,

где а – межосевое расстояние цепной передачи, мм;

р_ц – шаг цепи, мм, р_ц=38,1.

а=40·38,1 =1524 мм

3. Определение окружной скорости в передаче V

где V – окружная скорость в передаче, м/с.

4. Определение числа звеньев цепи или длины цепи в шагах L_р

где L_р - число звеньев цепи или длина цепи в шагах.

Принимаем L_р =200

5. Уточнение межосевого расстояния а

∆а =0,002а=0,002·3034=6

а=3034-6=3028 мм

6. Определение делительных окружностей ведущей d₁ и ведомой d₂ звёздочек

где d₁ – делительный диаметр ведущей звёздочки, мм.

Принимаем d₁=329 мм

где d₂ – делительный диаметр ведомой звёздочки, мм.

Принимаем d₂=657 мм

7. Определение окружной силы F_t

F_t = P/V,

где F_t – окружная сила, Н.

F_t =6,85·1000/1,15=5956,52 Н

8. Определение натяжения от центробежных сил F_υ

F_υ=q · V²,

где F_υ – натяжение от центробежных сил, Н;

q – масса единицы длины цепи, кг/м, q =5,5 табл.5.13 [5].

F_υ=5,3 · 1,15² = 7,27 Н

9. Определение силы предварительного натяжения от массы цепи F₀

F₀=k_f ·a·q·g,

где F₀ – сила предварительного натяжения от массы цепи, Н;

k_f – коэффициент провисания, k_f =6;

а – длина свободной ветви цепи, мм, а=3028;

g – ускорение свободного падения, м/с², g=9,81.

F₀=6·3,028·5,5·9,81=980,25 Н

10. Определение возможности резонансных колебаний

где n_1к – критическая частота вращения, об/мин.

12,07 < 67,21 – условие выполняется, резонанса нет.

3. Редуктор

   1. Расчёт допускаемых напряжений для зубчатых цилиндрических передач

      1. Косозубая ступень

         1. Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса [σ_H]₁ и [σ_H]₂

Выбираем материал для изготовления колёс: сталь 40Х

Термообработка: улучшение

Твёрдость рабочих поверхностей зубьев: НВ₁ – НВ₂=(50…70)

НВ₁=280 – для шестерни

НВ₂=230 – для колеса

,

где [σ_H] – допускаемое контактное напряжение, МПа;

σ_H0 – базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, табл 8.9 [3];

k_HL – коэффициент долговечности, k_HL =1, т.к. передача работает 6 лет;

S_H – коэффициент безопасности, S_H =1,1.

σ_H0 = 2НВ + 70,

где σ_H0 – базовый предел контактной выносливости рабочих поверхностей зубьев, МПа, табл 8.9 [3];

НВ – твёрдость рабочих поверхностей зубьев.

σ_H01 =2·280+70=630 МПа

σ_H02 =2·230+70=530 МПа

Р асчёт производим по контактным напряжениям [σ_H]

где [σ_H]₁ – допускаемое контактное напряжение для шестерни, МПа, [σ_H]₁=572,73;

[σ_H]₂ – допускаемое контактное напряжение для колеса, МПа, [σ_H]₂=481,82.