Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера (стр. 1 из 6)

Тверской государственный технический университет

Институт дополнительного профессионального образования

Кафедра техническая механика

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Дисциплина:

Детали машин

Тема:

Проектирование приводной станции пластинчатого конвейера

Тверь 2010

Содержание

1. Кинематический и силовой расчёт привода

2. Проектный расчёт конической и цилиндрической передачи

3. Определение значений геометрических параметров конической и цилиндрической передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев

4. Проектный расчёт ведущего, промежуточного и ведомого вала

5. Конструктивные размеры зубчатых колёс

6. Конструктивные размеры корпуса и крышки

7. Подбор шпонок и их проверочный расчёт

8. Размеры валов. Расчёт валов на прочность. Подбор подшипников

9. Подбор и проверочный расчет муфты

10. Выбор посадок

11. Смазка редуктора

Список литературы

Спецификация

Задание на курсовой проект

Спроектировать приводную станцию пластинчатого конвейера. В конструкции привода использовать коническо-цилиндрический редуктор.

Исходные данные: нагрузка не конвейер постоянная; тяговая сила F=7 кН; скорость цепи V=0,8 м/с; шаг цепи Р=80 мм; число зубьев звёздочки Z=6 срок службы привода; t=10 лет; К_г=0,8; К_с=0,67; t_max=0,85c.

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Выбор электродвигателя

Определение потребной мощности

Р_п.д.=F*V_T/η_общ

где: F– тяговая сила,

V_T – скорость цепи

η_общ – коэффициент полезного действия всего привода;

Определяем общий КПД передачи

η_общ=η₁. η₂ .η₃ .η₄ .η₅

η₁ – коэффициент цепной передачи = 0,97-0,98;

η₂ – коэффициент пары конических зубчатых колес = 0,96-0,98;

η₃ – коэффициент пары цилиндрических зубчатых колес = 0,96-0,98;

η₄ – коэффициент, учитывающий потери подшипника качения = 0,99;

η₅ – коэффициент, учитывающий потери в муфте = 0,98.

η_общ=0,98*0,97*0,97*0,99⁶*0,98²=0,834

Р_п.д.=7*0,8/0,834=6,715 кВт

Определение ориентировочной частоты вращения вала двигателя

n^’=n_зв* i^’_общ

где: n_зв =(60* V_T)/(π*D_зв) – частота вращения звёздочки;

i^’_общ = i^’_к* i^’_ц – предварительное общее передаточное отношение

i^’_к – предварительное передаточное отношение конической передачи по ГОСТ 221-75 принимаем от 3,15

i^’_ц – предварительное передаточное отношение цилиндрической передачи по ГОСТ 221-75 принимаем от 5

D_зв=t/Sin(180/z),

где t и z – шаг и число зубьев звёздочки

D_зв=80/Sin(180/6)=80/0,5=160 мм – диаметр звёздочки

n_зв=(60*0,8)/(3,14*160*10^-3)=95,5 об/мин

предварительно принимаем i^’_к=3,15, i^’_ц=5 => i^’_общ=3,15*5=15,75

таким образом,

n= 95,5*15,75=1504 об/мин

По определённым значениям потребной мощности и ориентировочной частоте вращения подбираем электродвигатель, у которых Р_д и n_д наиболее близко соответствуют Р_п.д. и n^’.

Из таблицы 1 выбираем электродвигатель 4А132S4 с техническими данными Р_д = 7,5 кВт; n_д = 1455 об/мин; φ = Т_max/T_ном = 3,0; ∆Р= 14,1 %

Зная частоту вращения двигателя уточняем передаточные отношения

i_общ = n_д / n_зв = 1455/95,55 = 15,23

примем i_к = 3,15, тогда i_ц=15,23/3,15 = 4,835

1.2 Определение частот вращения валов редуктора и угловых скоростей

n₁ = n_д = 1455 об/мин

n₂ = n₁ / i_к = 1455/3,15 = 462 об/мин

n₃ = n₂ / i_ц = 462/4,835 = 95,55 об/мин

n_зв = n₃

ω = n*π/30

ω_дв= ω₁= 1455*3,14/30 = 152,29 рад/с

ω₂ = 462*3,14/30 = 48,36 рад/с

ω₃ = 95,55*3,14/30 = 10 рад/с

1.3 Определение расчётных крутящих моментов на валах редуктора

Т = 9550*Р/п

Т₁ = 9550*Р_д/n_д = 9550*6,715/1455 = 44,07 Н*М

Т₂ = Т₁* i_к* η = 44,07*3,15*0,98*0,97*0,99⁴ = 126,76 Н*М

Т₃ = Т₂* i_ц* η = 126,76*4,835*0,98*0,97*0,99² = 571,9 Н*М

С другой стороны

Т_зв=(F*D_зв)/2=7*160/2=560 Н*М

∆Т= ((Т_зв- Т₃)/ Т_зв)*100=((560-571)/560)*100= -1,96%

Для удобства заносим результаты расчётов в таблицу

Наименование вала	п, об/мин	Т, Нм	Тмах, Нм
Быстроходный	n1 = nд = 1455	Т1 = 44,07	Т1* φ = 132,21
Промежуточный	n2 = 462	Т2 = 126,76	Т2* φ = 380,28
Тихоходный	nзв = n3 = 95,55	Тзв = 560	Тзв* φ = 1680

1.4 Определение времени работы и количества циклов нагружений на каждой ступени циклограммы

Определение машинного времени работы передач за весь срок службы:

t_M= t_сл*365*K_Г*24* K_с = 10*365*0,8*24*0,67 = 46954 ч

Определение машинного времени работы передачи на каждой ступени циклограммы

t_Mi = t_M *t_i /t_ц

t_Mmax =(46954*0,85)/(3600*16) = 0,693 ч

t_MI =(46954*8)/16 =23477 ч

t_MII = t_MI = 23477 ч

Определение количества циклов нагружения элементов передачи на всех ступенях циклограммы:

N_i = 60* t_Mi* n_i*C

Где n₁ – частота вращения зубчатого колеса, для которого определяется N на i ступени циклограммы, т.к. у нас скорость цепи постоянна, то и n_i для всех ступеней циклограммы является константой;

С – количество вхождений зубьев в зацепление за один оборот для рассчитываемого элемента передачи. В нашем случае на каждом элементе передачи С = 1

Для первого колеса конической передачи

(N_к1)_max = 60*0,693*1455*1 = 60,5*10³

(N_к1)_I = 60*23477*1455*1 = 2,05*10⁹

(N_к1)_II = 60*23477*1455*1 = 2,05*10⁹

Для второго колеса конической передачи и первого цилиндрической

(N_к2)_max = (N_ц1)_max = 60*0,693*462*1 = 19,21*10³

(N_к2)_I = (N_ц1)_I = 60*23477*462*1 = 0,65*10⁹

(N_к2)_II = (N_ц1)_II = 60*23477*462*1 = 0,65*10⁹

Для второго колеса цилиндрической передачи

(N_ц2)_max = (N_ц1)_max /i_ц= 19,21*10³ /4,835= 3,97*10³

(N_ц2)_I = (N_ц1)_I /i_ц= 0,65*10⁹ /4,835 = 0,134*10⁹

(N_ц2)_II = (N_ц1)_II /i_ц= 0,65*10⁹ /4,835 = 0,134*10⁹

Суммарное число циклов нагружений (без учёта кратковременно действующей нагрузки)

N_∑к1 = (N_к1)_I + (N_к1)_II = 2,05*10⁹+2,05*10⁹ = 4,1*10⁹

N_∑к2 = N_∑ц1 = 0,65*10⁹+0,65*10⁹ = 1,3*10⁹

N_∑ц2 = (N_ц2)_I+(N_ц2)_II = 0,134*10⁹+0,134*10⁹ = 0,268*10⁹

Сводная таблица количества циклов нагружений на всех ступенях циклограммы

Количество циклов нагружений	I ступень		II ступень
	I коническое колесо	II коническое колесо	I цилиндрическое колесо	II цилиндрическое колесо
При максимальной нагрузке	60,5*103	19,21*103	19,21*103	3,97*103
На первой циклограмме	2,05*109	0,65*109	0,65*109	0,134*109
На первой циклограмме	2,05*109	0,65*109	0,65*109	0,134*109
Суммарное	4,1*109	1,3*109	1,3*109	0,268*109

2. Проектный расчёт конической и цилиндрической передачи

2.1 Определение допускаемых напряжений при расчёте на контактную выносливость

[σ_н] = σ_нlimb*K_HL*Z_R /S_H = (σ_н* limb/ S_H)*Z_R*(⁶√(N_HО / N_EHили N_∑))

Где S_H = 1,2 – коэффициент безопасности для зубчатых колёс с цементацией зубьев

Z_R = 1 – коэффициент, учитывающий шероховатость активной поверхности зуба в случае, если принять 7 класс шероховатости и выше

K_HL = ⁶√(N_HC / N_EH) – коэффициент долговечности при расчёте на контактную выносливость;

σ_нlimb – длительный предел контактной выносливости при знакопостоянном отнулевом цикле изменения напряжений

N_HО – базовое число циклов нагружений контактной кривой выносливости

N_EH – эквивалентное число циклов нагружений при расчёте на контактную выносливость (N_EH заменяется на N_∑ при постоянной нагрузке).

Длительный предел контактной выносливости для зубчатых колёс, подвергнутых цементации.

σ_нlimb = 23H_HRCp = 23*59,5 = 1368,5 мПа,

где HRC_P = (HRC_min+HRC_max)/2 = (56+63)/2 = 59,5 – расчётная твёрдость.

Базовое число циклов нагружений контактной выносливости определяем из выражения

N_HО = 30 H_HBp^2,4. При HB > 560 N_HО = 1,1*10⁸

Где HB_p – расчётная твёрдость рабочих поверхностей зубьев по Бринеллю (при расчётах можно принимать IHRC =10 HB)

В данном примере твёрдость рабочих поверхностей одинакова, поэтому

N_HО1 = N_HО2 = N_HО

Эквивалентное число циклов

N_EH = N_∑* K_EH

Где N_∑ – суммарное число циклов нагружений зубьев рассчитываемого зубчатого колеса за весь срок службы

N_∑К1 = 4,1*10⁹ – для первого конического колеса

N_∑К2 = 1,3*10⁹ – для воторого конического колеса

N_∑Ц1 = 1,3*10⁹ – для первого цилиндрического колеса

N_∑Ц2 = 0,268*10⁹ – для второго цилиндрического колеса

K_EH – коэффициент приведения нагрузки к постоянной эквивалентной по усталостному контактному разрушению.