РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

Привод цепного Конвейера

Пояснительная записка

(КРМ 04.00.000.ПЗ)

 

Руководитель:

_______Меньшиков. А. М

^{(подпись)}

___________________

^{(оценка) (дата)}

 

Разработал:

Студентка группы 62-5

Подкорытов Максим Сергеевич

___________________

^{(дата сдачи) (подпись)}

 

Красноярск

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

ГОУ ВПО "Сибирский государственный технологический университет"

Кафедра прикладной механики

 

 

ЗАДАНИЕ 4

Спроектировать привод цепного конвейера

1 Электродвигатель

2 Клиноременная передача

3 Цилиндрический одноступенчатый косозубый редуктор

4 Муфта

5 Цепной конвейер

Рвых, кВТ	nвых, мин-1	Редуктор	Ременная передача	Муфта	Срок службы в годах при 2 сменной работе
4.3		цилиндрич. косозубый	клиновым ремнем	Упругая втулочно- пальцевая

Задание выдано ___

Руководитель:Меньшиков. А. М

Содержание проекта

Расчет привода цепного транспортера начинается с кинематического расчета привода и по его результатам выбирается типовой электродвигатель. Далее производится расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора) с последующим выбором материала для изготовления зубчатых колес. Определяем допускаемое значение контактных напряжений изгиба, а также силовые параметры передачи.

Расчет валов привода включает в себя проектный и проверочный расчет валов с последующей эскизной компоновкой редуктора.

Заключительный этап расчета привода - выбор и расчет шпонок, подшипников.

ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА

Двигатель:

Асинхронный, трехфазного тока, тип 4AM100S4У3, исполнение закрытое обдуваемое, мощность – 3кВт, частота вращения вала – 1435 мин^-1, диаметр выходного вала – 28 мм.

Открытая передача:

Клиноременная, сечение ремня Б, ширина ремня b = 17 мм, толщина ремня h = 10.5 мм, длина ремня L = 2562 мм, передаточное отношение ременной передачи U_РП = 4.0.

Редуктор:

Одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, косозубый, межосевое расстояние 130 мм, передаточное число U=4, подшипники – радиальные однорядные.

КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Схема привода

1 Электродвигатель

2Клиноременная передача

3 Цилиндрический одноступенчатый косозубый редуктор

Задачи расчета

Подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения, ведущего вала, определить общее передаточное число привода и его ступеней. Определить мощность Р₁, частоту вращения n₁, угловую скорость ω, и вращательный момент Т, на каждом валу привода.

 

Данные для расчета

Р_ВЫХ = 4.3 кВ

n_вых = 110 мин^-1

 

Условия расчета

Устойчивая работа привода, обеспечивается соблюдением условия: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя, должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

Допускаются отклонения:

 

Р_НОМ > Р_ДВ на 5 %

Р_НОМ < Р_ДВ на 10 %

 

Расчет привода

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращение его вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

 

1.5.1 Определяем общий КПД привода по формуле

η _общ = η _рп * η _зп* η _П² (1.1)

где:

η _рп = 0.96 – КПД ременной передачи

η _зп = 0.98 – КПД зубчатой передачи

η _П = 0.99 – КПД пары подшипников

 

Подставив данные в формулу(1.1) получим:

η _общ = 0.96 *0.98*(0.99)²=0.92

 

1.5.2 Определяем требуемую мощность двигателя.

Р _ном= Р_вых / η _общ (1.2)

Р _ном = 4.3/ 0.92 = 4.7 кВт

 

По значению номинальной мощности по таблице выбираем двигатель большей мощности.

Р_дв= 3 кВт > Р _ном = 3 кВт. Для расчета выбираем 4 варианта типов двигателей серии 4АМ, с номинальной мощностью Р _ном = 3 кВт

 

Таблица 1.1 Двигатели асинхронные короткозамкнутые трехфазные серии 4А общепромышленного применения, закрытые, обдуваемые.

 

вариант	тип двигателя	частота вращения, n мин-1	Мощность Р, кВт
синхронная	номинальная
	4AM112MB8УЗ
	4AM112MA6УЗ
	4AM100S4УЗ
	4AM90L2УЗ

 

Выбор оптимального типа двигателя зависит от кинематических характеристик рабочей машины и производителя после определения передаточного числа привода и его ступней.

 

1.5.3. Определяем общее передаточное число привода, для каждого типа двигателя

Передаточное число приводов определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины и равно произведению передаточных чисел редуктора и ременной передачи

 

U_общ=n _дв /n _вых= U _ЗП*U_РП

Определяем общее передаточное число приводов для каждого типа двигателя, с номинальной мощностью Р _ном = 3 кВт

 

U1_общ=n _дв /n _вых; U2_общ=n _дв /n _вых; U3_общ=n _дв /n _вых; U4_общ=n _дв /n _вых

Разбивка передаточного числа привода должна обеспечить компактность каждой ступени передачи.

Чтобы габариты передачи не были чрезмерно большими, нужно придерживаться некоторых средних значений Uзп, Upn, по возможности не доводя их до наибольших, допускаемых лишь в отдельных случаях.

C учетом рекомендации для зубчатой передачи принимают Uзп= 2......6. По нормальному ряду чисел значения передаточных чисел могут быть: 2; 2,5; 3; 3,15; 4; 5; 6,3 ( ГОСТ 2185-66)

Принимаем для всех вариантов передаточное число редуктора одинаковым U_ЗП= 4, тогда

Upn=Uобщ/Up= Uобщ/4

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.2

 

Таблица 1.2Общее передаточное число для каждого из типов двигателей

 

тип двигателя по таблице.1.1
nдв
nвых
Uобщ	7,8	10,6	15,9	31,6
UЗП
UРП	1,95	2,7	3,98	7,9

 

Анализируя полученные значения передаточных чисел, делаем вывод: предпочтительно третий вариант:

 

U_общ= 15,9; U_ЗП= 4,0; U_РП= 3,98 при n_ном= 1435 мин^-1.

 

Таким образом, выбираем двигатель 4AM100S4УЗ, у которого Р_дв= 3 кВт, а n_ном= 1435мин^-1; передаточное число привода U_общ= 15,9, редуктора U_ЗП= 4, ременной передачи U_РП= 7,9.

 

1.5.4 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые и кинематические параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном.

 

Определяем мощность на каждом валу привода:

 

Р₁ = Р_ДВ= 4.7 кВт

Р₂ = Р₁* η _рп * η _П = 4.46 кВт

Р₃ = Р₂* η _зп* η _П = 4.33 кВт

Определяем частоту вращения каждого вала:

 

n₁ = n_дв =1445 мин^-1

n₂ = n₁/U_pn = 439.2 мин^-1

n₃ = n₂/ U_p =109.8 мин^-1

 

Определяем угловые скорости валов:

 

ω₁ = πn₁ / 30 =151.2 с^-1

ω₂ = πn₂ / = 46 с^-1

ω₃ = πn₃ / 30 = 11.5 с^-1

Определяем вращающие моменты на каждом валу привода:

 

Т₁=Р_1*10³ / ω₁ = 31 Нм

Т₂=Р_2*10³ / ω₂ = 97 Нм

Т₃=Р_3*10³ / ω₃ =376.5 Нм

 

Результаты сводим в таблицу 1.3

 

Таблица 1.3 Силовые и кинематические параметры привода

 

вал	мощность Р, кВт	частота вращения n, мин-1	угловая скорость ω, с-1	вращающий момент Т нМ
	2,9
	2,8		9,4

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ:Анализ силовых и кинематических параметров приведенных в таблице 1.4 показывает, что проектированный привод обеспечивает значение заданных выходных параметров. Р_вых =4.3 кВт, n_вых = 110 мин^-1 , соответствующих техническому заданию.

 

 

 

РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

2.1 Схема передачи:

 

 

1-шестерня;

2-колесо

 

Задачи расчета

· Выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

· Определение геометрических параметров передачи;

· Определение сил в зацеплении

· Выполнение проверочного расчета на контактную прочность и изгиб

 

Данные для расчета

Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 2.1

Таблица 2.1—Таблица силовых и кинематических параметров редуктора

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Угловая скорость ω, с-1	Вращающий момент Т нМ
	2,9	360,6	37,5	77,3
	2,8		9,4

 

 

Условия расчета

 

Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

σ _н.расч < [σ]_н , σ_{F расч} < [σ]_F ,

 

где σ _н.расч и σ_{F расч} –соответственно расчетные контактные и изгибные напряжения проектируемой передачи;

[σ]_н и [σ]_F –соответственно допускаемые контактные и изгибные напряжения материалов колес.

Допускается недогрузка передачи— σ _н < [σ]_н не более 10% и перегрузка σ _н.< [σ]_н до 5%.

0.9[σ]_F < σ_F1 < 1.05[σ]_F

 

Расчет передачи

В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническим заданием на курсовую работу, в мало и средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют стальные зубчатые колеса с твердость меньше или равно 350 НВ. При этом обеспечивается нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂

НВ₁= НВ₂ +(20-50)

Рекомендуемый выбор материалов, термообработки и твердости колес приводятся в таблице 3.6, а механические свойства сталей в таблице 3.1

 

2.5.1 Выбор материалов для изготовления зубчатых колес

Так как мощность привода меньше 10квт, то по рекомендации (1) выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью меньше или равно 350НВ.

Принимаем материал: для колеса сталь 40Х, термообработки- улучшение, твердость сердцевины- 235НВ, твердости на поверхности- 261НВ.

НВ_ср= (235+261)/2=248

Для шестерни- сталь 40Х, термообработка- улучшения, твердость сердцевины-268НВ, твердость на поверхности-302НВ

НВ_ср=(268+302)/2=285

НВ1=285>НВ2=248 на 37 единиц, т.е условие (2.1) выполняется.

 

Таблица 2.2 - Механические характеристики зубчатой пары

Материал	НВс			Твердость	Термообработка
Сердцевины	Поверхности
Шестерня	Сталь 40Х				268НВ	302НВ	Улучшения
Колесо	Сталь 40Х				235НВ	261НВ	Улучшения

 

2.5.2 Определяем допускаемые напряжения

По таблице 3.6 определяем, величину допускаемых контактных напряжений, в зависимости от твердости.

[σ]_Но=1,8Нв_ср+67Н/мм²

Учитывая что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности К_HL=1,тогда получаем:

[σ]_н1= К_HL[σ]_н+67=1* 1,8*285+67=580мПА

[σ]_н2= К_HL[σ]_н2+67=1* 1,8*249+67=514мПА

В качестве расчетных допускаемы напряжений принимаем:

[σ]_н=0.45([σ]_н1+[σ]_н2)=0.45(580+514)=493мПА

Определяем допускаемое напряжения изгиба по таблице 6(2) в зависимости от НВ_cp

[σ]_Fo=1.03НB_ср

Учитывая что срок службы привода 8 лет, принимаем коэффициент долговечности K_FL=1_, тогда

[σ]_F1= K_FL[σ]_Fо1=1* 1.03*285=294мПА

[σ]_F2= K_FL[σ]_Fо2=1* 1.03*248=256мПА

2.5.3 Определяем межосевое расстояние редуктора

а_ω=К_а(u+1)

где К_а=430_- вспомогательный коэффициент для косозубой передачи

Кнβ- коэффициент неравномерности нагрузки подлине зуба, принимается по таблице 4.1 в зависимости от коэффициента φ_bd;

φ_bd- коэффициент ширины колеса относительно делительной окружности шестерни, его значения принимается по таблице 4.2;

φ_ва=2φ_bd/u+2- Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния.

При симметричности расположения шестерни относительно опор φ_вd= 0,8...1,4, принимаем φ_вd=1, тогда φ_ва=2*1/4+1=0,4.

Согласно значению φ_вd=1, при симметричном расположении колес и НВ<350 по таблице 4.1 принимаем значение К_Нβ=1.04, тогда

 

а_ω=430(4+1)

 

Полученные значения округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636-69 по таблице 4.3 и окончательно принимаем а_ω=140мм.

 

 

2.5.4 Определяем нормальный модуль зацепления

 

m_n=(0.01—0.02) аω=(0.01—0.02) а_ω =1,3—2,6мм.

По таблице 4.4 берем среднее значение m_n=2мм

 

2.5.5 Определяем число зубьев шестерни Z₁ приняв β=10, cos β= 0,98.

 

Z₁= = 2*140*0,98/2(4+1)=27

Принимаем Z₁= 25, тогда Z₂= Z₁*U=25*4=108

 

2.5.6 Уточняем фактический угол наклона зубьев:

 

cos β = = = 0.96

cos β = 16^o2'

2.5.7 Определяем геометрические параметры шестерни и колеса:

1. Делительный диаметр:

d₁= m_nZ₁/cosβ=2* 25/0.9615=52мм

d₂=m_nZ₂ /cosβ=2 *100/0.9615=208мм

 

2. Диаметры окружности вершин зубьев

d_a1=d₁+2m_n=52+2* 2=56мм

d_a2=d₂+2m_n=208+2* 2=212мм

 

3. Диаметры окружности впадин зубьев

d_f1=d₁-2,5m_n=52-2,5 *2=47мм

d_f2=d₂-2,5m_n=208-2,5* 2=203мм

 

· Ширина венца колеса:

b₂= а_ω ψ_ba=130* 0.4=52мм

Принимаем b₂=60мм

 

· Ширина венца шестерни:

b₁=b₂+10мм=70мм

 

· Уточняем межосевое расстояния:

а_ω=(d1+d2)/2=(52+208)/2=134мм

 

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

 

Таблица 2.3-Геомертические параметры зубчатого зацепления

 

параметры	шестерня	колесо
Межосевое расстояние		-
Модуль зацепления
Угол наклона зубьев,β	16о2'	16о2'
Число зубьев, Z
Делительный диаметр,d мм
Диаметр вершин зубьев, da мм
Диаметр впадин зубьев, df мм
Ширина венца b, мм

 

2.5.9 Определим окружную скорость колес

Для данной скорости по таблице назначаем 8 степень точности изготовления зубчатых колес.

 

2.5.10 Определение силовых параметров зацепления

На рисунке 2.2 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической косозубой передачи.

 

 

В зацеплении косозубых цилиндрических колес действуют силы:

· Окружное усилие:

F_t= 2T₂/d₁

· Радиальное усилие:

F_r=F_t tgα/cosβ

· Осевое усилие:

Fα= F_r tgβ,

 

где β-угол наклона зубьев колес.

У зубчатых передач α=20, tgα=0,364

 

Для проектируемой передачи получаем:

 

F_t= 2*77,3 *10^3/52=2973H

F_r= 2973*0,364/0,9615=1126H

Fα=2973*0,26=773H

 

2.5.6 Проверочный расчет передачи по контактному напряжениям, σ_н

Определяем контактные напряжения по формуле:

 

 

k=436-для прямозубой передачи

К_нα=1.09 -коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

К_нβ=1.04 - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба

К_нv=1.08 - коэффициент учитывающий влияние динамической нагрузки

σ_н=465<[σ]=493

 

Недогрузка в пределах допустимой.

 

2.5.12. Проверочный расчет передачи по напряжению изгиба, σ_f

σ_f2=У_f2У_β <[σ]_f2,

 

σ_f1= σ_f2 У_f1/ У_f2 <[σ] _f1

где К_fa= 1,22- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями

К_fβ= 1,05- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба

К_fu= 1,03- коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки

Y_β =1- β/140= 1-14 36 10/140=0, 9 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба

Y_f- коэффициент формы зуба принимается по эквивалентному числу зубьев.

Z_v=z/cos³β

для шестерни Z_v1=z₁/cos³β=25/0.9615³=28,1 принимаем Z_v1= 29

для колеса Z_v2=z₂/cos³β=100/0.9615³=112,5 принимаем Z_v2= 113

По таблице 4.8 находим значения: У_f1=3.80, У_f2=3,6.

Подставив числовые данные в формуле 2.7 и 2.8, получим

 

σ_f2= 3,6*0,9*2973*1,22*1,05*1,03/60*2=106 МПа

σ_f1=106*3,8/3,6=112МПа

 

Условие 2.7 и 2.8 выполняются .

 

Заключение: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.