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.