Курсовая работа (т): Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Привод ленточного конвейера

1. Кинематический расчет привода

.1 Выбор электродвигателя

Определение мощности на выходе Р_В

где - окружная сила на барабане в кН

-скорость конвейера в м/с

Определение общего КПД привода

где h_р=0,96 - КПД открытой ремённой передачи табл. 1.1 /1/ с. 6

h_ц=0,96 - КПД зубчатой цилиндрической передачи табл. 1.1 /1/ с. 6

h_м=0,98 - КПД муфты табл. 1.1 /1/ с. 6

h_оп=0,99⁴ - КПД опор приводного вала табл. 1.1 /1/ с. 6

Определение требуемой частоты электродвигателя Р_Э.ТР

Определение частоты вращения приводного вала n_B

,

где D_б - диаметр барабана в мм

По табл. 24.9 /2/ выбираю электродвигатель:

АИР100L2: Р = 5.5 кВт, n = 2850 мин^-1.

.2 Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное отношение

Передаточное число ременной передачи u_р = 3

Определяем передаточное число редуктора

Определяем передаточное число тихоходной ступени редуктора по формуле

 табл. 1.3 /1/ с. 8

Определяем передаточное число быстроходной ступени редуктора

.3 Определение частот вращения

Частота вращения приводного вала

n_выхода=39.2 об/мин

Частота вращения вала колеса тихоходного вала

n_т=n_выхода=39.2 об/мин

Частота вращения промежуточного вала

n_пр=n_Т∙u_Т=39.2∙4.4=172.48 об/мин

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени

n_Б=n_пр∙u_Б=172.48∙5,5=946.64 об/мин

Частота вращения вала двигателя

n_двиг=n_Б∙u_рем=946.64∙3=2846 об/мин

.4 Определение вращающих моментов на валах

Вращающий момент на тихоходном валу

Н∙м

Вращающий момент на тихоходном валу

 Н∙м

Вращающий момент на промежуточном валу

 Н∙м

Вращающий момент на быстроходном валу

 Н∙м

Вращающий момент на валу двигателя

 Н∙м

.5 Срок службы приводного устройства

L_h=365∙L_r∙K_год∙K_сут∙24=365∙5∙0.8∙0.58∙24=20323.2 ч

L_r=5 - срок службы привода, лет

K_год =0,8 - коэффициент годового использования

К_сут=0,58 - коэффициент суточного использования

2. Расчет зубчатых передач

.1 Выбор материала

Тихоходная ступень

Выбираем материал: Сталь 40ХН

Для шестерни HRC₃=48..53; у_В=920 Н/мм²; у_Т=750 Н/мм² у_-1=420 Н/мм²

термообработка улучшение + закалка ТВЧ; HRC_3ср1=50.5

Для колеса HB=269..302; у_В=920 Н/мм²; у_Т=750 Н/мм² у_-1=420 Н/мм²

термообработка улучшение; HB_ср2=285.5

Определение допускаемых контактных напряжений

 МПа

 МПа

Определение предела контактной выносливости по [1, c. 13]

 МПа

МПа

Коэффициент запаса

S_H - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

При термообработке улучшение S_H2=S_H1=1.1 [1, c. 13]

Определение коэффициента долговечности

а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

Для шестерни N_HG1==86,2 млн. циклов

Для колеса N_HG2==23,5 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при n_з=1 по формуле N_K=60nn_зL_h

Для шестерни N_K1=60∙172,48∙1∙20323.3=210 млн. циклов

Для колеса N_K2=60∙39,2∙1∙20323.3=48 млн. циклов∙

в) Определяем эквивалентное число циклов нагружения зубьев

Для шестерни N_HE1= м_HN_K1=1∙210∙10⁶=210∙10⁶

Для колеса N_HE2= м_HN_K2=1∙48·10⁶=48∙10⁶

Так как N_HЕ1>N_HG1 и N_HE2>N_HG2, то принимаем коэффициент долговечности

z_N1=1 и z_N2=1

Коэффициент шероховатости Z_R [1, c. 13]

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1, c. 14]:

Z_V=1

Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи

[у]_H=0.45∙([у]_H01+[у]_H02)=0.45∙(582.7+962.3)=695.25МПа

Так как выполняется условие [у]_H≥[у]_Hmin, то принимаем [у]_H=695,25 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни  МПа

Для колеса  МПа

Коэффициент долговечности Y_N

Базовое число циклов нагружений N_FG=4∙10⁶

Для шестерни N_FE1= м_FN_K1=1∙210∙10⁶=210∙10⁶

Для колеса N_FE2= м_FN_K2=1∙48∙10⁶=48∙10⁶

Так как N_FE1>N_FG1 и N_FE2>N_FG2, то принимаем коэффициент долговечности

Y_N1=1 и Y_N2=1

Коэффициент шероховатости y_R1=y_R2=1 (R_z<40 мкм)

Коэффициент учитывающий влияние нагрузки y_A=1

Коэффициент запаса прочности [S]_F=1.7 [1, c. 15]

Средние значения придела выносливости при изгибе

 МПа

МПа

Быстроходная ступень

Выбираем материал: Сталь 40Х

Для шестерни HRC₃=45…50; HB=425…480; у_В=900 Н/мм²; у_Т=750 Н/мм² у_-1=410 Н/мм²

термообработка улучшение, нормализация; HB_ср1=452.5

Для колеса HB=269…302; у_В=900 Н/мм²; у_Т=750 Н/мм² у_-1=410 Н/мм²

термообработка улучшение, нормализация; HB_ср2=285,5

Определение допускаемых контактных напряжений

 МПа

 МПа

Определение предела контактной выносливости по [1, c. 13]

 МПа

МПа

Коэффициент запаса

S_H - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

При термообработке улучшение S_H2=S_H1=1.1 [1, c. 13]

Определение коэффициента долговечности

а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

Для шестерни N_HG1==70,9 млн. циклов

Для колеса N_HG2==23,5 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при n_з=1 по формуле N_K=60nn_зL_h

Для шестерни N_K1=60∙946,64∙1∙20323.3=1 млрд. 154 млн. циклов

Для колеса N_K2=60∙172,48∙1∙20323.3=210 млн. циклов∙

в) Определяем эквивалентное число циклов нагружения зубьев

Для шестерни N_HE1= м_HN_K1=1∙1154∙10⁶=1154∙10⁶

Для колеса N_HE2= м_HN_K2=1∙210·10⁶=210∙10⁶

Так как N_HЕ1>N_HG1 и N_HE2>N_HG2, то принимаем коэффициент долговечности

z_N1=1 и z_N2=1

Коэффициент шероховатости Z_R [1, c. 13]

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1, c. 14]:

Z_V=1

Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи

[у]_H=0.45∙([у]_H01+[у]_H02)=0.45∙(886,4+582,7)=661,1 МПа

Так как выполняется условие [у]_H≥[у]_Hmin, то принимаем [у]_H=661,1 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни  МПа

Для колеса  МПа

Коэффициент долговечности Y_N

Базовое число циклов нагружений N_FG=4∙10⁶

Для шестерни N_FE1= м_FN_K1=1∙1154∙10⁶=1154∙10⁶

Для колеса N_FE2= м_FN_K2=1∙210·10⁶=210∙10⁶

Так как N_FE1>N_FG1 и N_FE2>N_FG2, то принимаем коэффициент долговечности

Y_N1=1 и Y_N2=1

Коэффициент шероховатости y_R1=y_R2=1 (R_z<40 мкм)

Коэффициент учитывающий влияние нагрузки y_A=1

Коэффициент запаса прочности [S]_F=1.7 [1, c. 15]

Средние значения придела выносливости при изгибе

 МПа

МПа

2.2 Тихоходная ступень

Межосевое расстояние

 мм

K=8 - коэффициент, зависит от твердости шестерни и колеса стр. 17 /1/

Окружная скорость

 м/с

Назначаем 9-ю степень точности передачи табл. 2.5 /1/

Уточняем межосевое расстояние по формуле

K_а = 410 - вспомогательный коэффициент, для косозубых передач

 - коэффициент нагрузки

 табл. 2.6 /1/ - коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагрузки

 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки

 - коэффициент ширины

 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Выбираем стандартное число a_w=180 мм

Ширина венца колеса и шестерни

b₄=ш_baa_w=0.315∙180=57 мм

Принимаем b=57 мм

b₃=b₄+4=57+4=61 мм

Минимальное значение модуля зацепления

 мм

-вспомогательный коэффициент для косозубых передач

Максимальное значение модуля

 мм

Принимаем по стандартному ряду m=3 мм

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем

Действительная величина угла наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Принимаем z₁=22

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни:

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a1=d₁+2m=67,6+2∙3=73,6 мм

диаметр впадин зубьев d_f1=d₁-2.5m=67,6-2.5∙3=60,1 мм

Основные размеры колеса

делительный диаметр мм

диаметр вершин зубьев d_a2=d₂+2m=292,3+2∙3=298,3 мм

диаметр впадин зубьев d_f2=d₂-2.5m=292,3-2.5∙3=284,8 мм

Проверка межосевого расстояния

a_w=(d₁+d₂)/2=(67,6+292,3)/2=180 мм

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

 МПа

Силы в зацеплении

а) окружная F_t2=2·10³T_1T/d₁=2·10³·271,1/67,6=8020 Н

б) радиальная F_r2=F_t2·tgб/cosв=8020·tg20/cos12,8=2993,4 Н

в) осевая F_a2=F_t2·tgв=8020·tg12,8=1822,1 Н

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

 МПа

Y_FS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса