Привод цепного конвейера
 Скачать 253.69 Kb.
|
 МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ НОВОСИБИРСКОЙ ОБЛАСТИ Государственное бюджетное профессиональное образовательное учреждение Новосибирской области «Ордынский аграрный колледж» КУРСОВОЙ ПРОЕКТ дисциплина ОП.02 Техническая механика Тема: Привод цепного конвейера Вариант 12
2020 г. СОДЕРЖАНИЕ 1. ЗАДАНИЕ К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ ...……………………..…….… стр.3 2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА……………..…………...…стр. 4 3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ ………..….…………………..……стр.9 4. РАСЧЁТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ……….……….……………….……….стр.14 5. СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ……………………………………………….стр.18 ЗАДАНИЕ К КУРСОВОМУ ПРОЕКТУ Выполнить кинематический расчет привода с цилиндрическим одноступенчатым редуктором (шевронная передача) и цепной передачей. Определить размеры косозубой передачи, определить основные параметры цепной передачи. Мощность на выходном валу привода Pвых и угловая скорость вых.. Редуктор предназначен для длительной работы. Передача не реверсивная, высоконагруженная. Материал зубчатого колеса имеет твердость на поверхности HRC 45. Выполнить чертеж зубчатого колеса 
2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 2.1 Выбор электродвигателя Для выбора электродвигателя определяем требуемую мощность его и частоту вращения. Потребляемая мощность привода (мощность на выходе) задана Pвых=4,5 кВт Определяем общий КПД передачи ηобщ = ηц∙ηз∙ηп 2.1 где ηц=0,95– КПД клиноременной передачи (см. табл. 1.1); ηз=0,94 – КПД пары одноступенчатым редуктором; ηп=0,99 – КПД, учитывающий потери в одной паре подшипников качения. Таблица 1.1.Значения коэффициентов полезного действия
ηобщ = 0,95∙0,94∙0,99=0,88 Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:  , (2.2)Pэ.тр.=3/0,88=3,40 кВт Требуемая частота вращения вала электродвигателя  , (2.3)где u1, u2 ,…, un – передаточные числа передач привода (таблица 2.2); u1=3 – передаточное число зубчатой передачи; u2=4 – передаточное число цепной передачи  , (2.4)где ωвых=9,8с-1 – угловая скорость на выходном валу привода. nвых=30∙9,8/3,14=93,63 мин-1; nэ.тр.=93,63∙3∙4=1123,56 мин-1. Таблица 2.2. Значения передаточных чисел
Электродвигатель подбирают с мощностью P, кВт и частотой вращения n, мин-1, ротора, ближайшими к Pэ.три nэ.тр. Значения параметров электродвигателей приведены в табл. 2.3. Таблица 2.3. Технические данные двигателей серии АИР (тип/асинхронная частота вращения, мин-1)
Примечание: при подборе мощности двигателя допускается его перегрузка до 5…8% при постоянной нагрузке и до 10…12% при переменной нагрузке; отклонение частоты вращения вала двигателя от заданной допускается +3% Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей Рэ.тр. и с угловой скоростью близкой к nэ.тр.. Принимаем электродвигатель 112MB6/950, для которого: Рдв=4 кВт nдв=950мин-1 2.2 Уточнение передаточных чисел После выбора числа оборотов электродвигателя  определяем общее передаточное число привода , (2.5)uобщ=950/93,63=10,14 Полученное значение распределяем между редуктором и другими передачами. Если в схеме привода отсутствуют одновременно ременная и цепная передача, то передаточное число редуктора  (2.6)Если в задании предусмотрен одноступенчатый редуктор и передача с гибкой связью (ременная или цепная), то  или  , (2.7)где uрем – передаточное число ременной передачи; uцеп – передаточное число цепной передачи; Задаваясь значениями uрем и uцеп (см. табл. 2.2) находим значения uред:  или  (2.8)Полученные значения передаточных чисел согласовывают с табл. 2.4 Таблица 2.4
Окончательное значение передаточного числа гибкой связи необходимо уточнить по формулам  ,  (2.9)Для цилиндрической зубчатой передачи принимаем передаточное число uред=3,15, тогда передаточное число цепной передачи будет: uцеп=10,14/3,15=3,30 2.3 Частота вращения и угловые скорости валов По кинематической схеме привода определяют количество валов. Первым считается вал электродвигателя с частотой вращения nн=n1=950 мин-1 (Номинальная частота по табл. 4.3). Частота вращения второго (тихоходного) вала одноступенчатого редуктора:  (2.10)nт = n2 = 950/3,15=301,58 мин-1 Частота вращения выходного вала:  (2.11)  мин-1Угловые скорости валов: ω1=πn1/30; : ω2= ω1/u1; ω3= ω2/u2 и т. д. ω1= 3,14·950/30=99,43-1 ω2= 99,43/3,15=31,56 с-1 ω3= 31,56/3,30=9,56 с-1 3. РАСЧЁТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ Один из главных параметров редуктора, межосевое расстояние  (мм). В проектировочных расчетах определяют по зависимости:  (3.1)где u – передаточное число редуктора или открытой зубчатой передачи; T2 =Pвых/ω2=3000/31,56=94,936·м = 94936 Н·мм– расчётный вращающий момент на колесе;  – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца. Принимают по табл.3.1.Таблица 3.1. Коэффициент неравномерности распределений нагрузки по ширине венца
Ка= 49,5 для прямозубых передач, и 43 для косозубых и шевронных передач.  – коэффициент ширины венца колеса по межосевому расстоянию, в – ширина венца колеса, мм.Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию при проектировании редукторов рекомендуется принимать: - для прямозубых зубчатых колёс – 0,125…0,25; - для косозубых зубчатых колёс – 0,25…0,4; - для шевронных колёс – 0,5…1,0. Стандартные значения коэффициента  по ГОСТ2185-6в: 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,315; 0,4; 0,5; 0,63.  =410 МПа – допускаемое контактное напряжение; =100,88 ммВычисленное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего числа, кратного пяти, или по ряду размеров Ra 40. При крупносерийном производстве редукторов  округляем до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66: 40; 50; 63; 71; 80; 90; 1000; 112; 125; 140; 160; 180; 200; 224; 250; 260; 280; 300; 320; 340; 360; 180; 400.Принимаем  Вычисляем модуль зацепления:  (3.2)где z1 17 – число зубьев шестерни; Принимаем z1=20 z2 = uz1=20·3,15=63 – число зубьев колеса.  Полученные значения модулей округляем  до стандартного m(мм) из ряда чисел:Ряд 1, мм …1,0; 1,25; 1,5; 2,0; 2,5; 3,0; 4,0; 5,0; 6,0; 8,0. Ряд 2, мм …1,125; 1,375; 1,75; 2,25; 2,75; 3,5; 4,5; 5,5; 7,0; 9,0. Принимаем m=2 Минимальный угол наклона зубьев косозубых колёс:  (3.3) Суммарное число зубьев:  . (3.4)  Полученное значение  округляем в меньшую сторону до целого числа и определяем действительное значение угла  наклона зуба:  (3.5) Число зубьев шестерни:  , (3.6) Значение  округляем в большую сторону до целого числа Для прямозубых колёс  ; для косозубых и шевронных – =17·cos3(11)=16,67 (3.7)Фактическое передаточное число  =63/20=3,15Фактические значения передаточных чисел не должны отличаться от номинальных более чем на: 3% - для одноступенчатых, 4% - для двухступенчатых и 5% – для многоступенчатых передач. Проверяем фактическое межосевое расстояние: - для косозубых передач  . (3.9) ммВычисляем основные геометрические размеры шестерни и колеса, мм. Делительные диаметры d. Шестерни …  . (3.10)d1=3·24·cos11=70,63мм Колёса внешнего зацепления …  (3.11) d2=2·90-70=110мм Внешняя высота головки зуба hа hа= m (3.12) hа= 2 мм Внешняя высота ножки hf hf=1,25 · me (3.13) hf= 1,25·2 = 2,5 мм Внешний диаметр вершин зубьев dа dае = de + 2 · hae· cosδ(3.14) dа1 = 70,63+2·2·0,903 = 74,24мм dа2 =110+2·2·0,903=113,61мм Внешний диаметр впадин зубьевdfe: dfe=de – 2 · hfe· cosδ (3.15) df1 = 70,63-2·2,5·0,903 =66,11 мм df2 =110-2·2,5·0,903=64,85 мм Ширина зубчатого венца  , (3.16)b2=0,315·90=28,35 мм Принимаем b2=28 мм Диаметр посадочного отверстия колес определяем по диаметру вала колеса. При допускаемом напряжении для сталей 40, 45 [τ]К= 20Н/мм2. Для колеса:  (3.17) =28,73 ммПринимаем  Диаметр ступицы dст 1,6dв2=1,6·28=44,8 мм Принимаем dст = 44м Длина ступицы lст=(1,2÷1,5)dв2=(1,2÷1,5)·28=22,4 мм Принимаем lст=22 мм Толщина обода =(2,5÷4)m=(2,5÷4)·2=10 мм Принимаем =10 мм Толщина диска С= 0,3·b2=0,3·22=6,6 мм Принимаем С=6 мм 4. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ В приводах общего назначения цепные передачи применяют в основном для понижения частоты вращения приводного вала. Наиболее распространены для этой цели приводные роликовые цепи однорядные (ПР) и двухрядные (2 ПР).  Рис.4.1.Цепь роликовая однорядная  Рис.4.2. Цепь роликовая двухрядная. При проектировании цепных передач следует избегать больших углов (> 45°) между линией, соединяющей центры звездочек, и горизонтальной линией. Ведущую ветвь располагают, как правило, сверху. В передачах с большими углами подъема следует ставить натяжные устройства. Схема простой цепной передачи с двумя звездочками представлена на рис. 4.3. Главный параметр цепи — ее шаг t; остальные геометрические параметры передачи выражают в зависимости от шага: рекомендуемое оптимальное межосевое расстояние а = (30 ÷ 50)t; наибольшее amax ≤80t; наименьшееamin ≥ 0,6(De1+De2)+(30÷50) мм. Делительный диаметр звездочки:  (4.1)где z — число зубьев звездочки. Таблица 4.1.Цепи роликовые однорядные (по ГОСТ 13568-75)  Таблица 4.2.Цепи роликовые двухрядные (по ГОСТ 13568-75)   Рисунок 1.1.Схема цепной передачи. Расчет цепнойпередачи приводными роликовыми цепями.Главный параметр передачи — шаг цепи, мм, определяют из условия:  , (4.2)где Т1, – вращающий момент на валу меньшей звездочки, Н·мм; Т1=94936 Н·мм– равен вращающему моменту на колесе редуктора; Z,– число зубьев той же звездочки; z1=24 z2 = uz1=24·3,71=89,04 , принимаем z2 =89 [р]– допускаемое давление, приходящееся на единицу проекции опорной поверхности шарнира, МПа (численно равное Н/мм2); значения [р] даны в табл. 4.3; m–число рядов цепи; Кэ– коэффициент, учитывающий условия монтажа и эксплуатации цепной передачи; он равен произведению шести коэффициентов: Kэ=kдkаkнkрkсмkп, где kд — динамический коэффициент: при спокойной нагрузке kд = 1, при ударной нагрузке его принимают в зависимости от интенсивности ударов от 1,25 до 2,5; кл - учитывает влияние межосевого расстояния: при а = (30÷50)t принимают ка = 1; при увеличении а снижают кг на 0,1 на каждые 20/ сверх а = 50/; при а < 25/ принимают ка = 1,25; кн учитывает влияние наклона цепи: при наклоне до 60° кн = 1; при наклоне свыше 60° кн = 1,25, но при автоматическом регулировании натяжения цепи принимают = 1 при любом наклоне; кр принимают в зависимости от способа регулирования натяжения цепи: автоматическом регулировании к = 1, при периодическом = 1,25. Kэ=1·1·1·1,25·1·1=1,25 Так как величина [р], входящая в формулу, зависит от определяемого главного параметра — шага цепи (см. табл. 4.3), то задачу решают методом последовательных приближений: предварительно принимают ориентировочное значение [р] в соответствии с предполагаемым значением t,затем определяют t, округляют его до стандартного значения (ближайшего большего). Таблица 4.3. Допускаемое давление в шарнирах цепи [р], Мпа (приz=17)
Примечания: 1. Если z> 17, то табличные значения [д] умножают на £ = 1 + 0,01(z-17). предполагаем t=12,7 тогда при n=301,59 об/мин, [р]=26 МПа  =25,56принимаем t=25,56 значения не совпадают;предполагаем t=25,56 тогда при n=301,59 об/мин, [р]=22 МПа  =27,02 принимаем t=27,2 значения не совпадают;предполагаем t=27,02 тогда при n=301,59 об/мин, [р]=20 МПа  =27,89 принимаем t=27,89 значения совпадают.рекомендуемое оптимальное межосевое расстояние а = (30 ÷ 50)t=(30 ÷ 50)·25,04=751,2÷1252 мм Делительный диаметр звездочки:  =51,12 мм =91,28 ммСПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 1. Вереина Л.И. Техническая механика: учебник для сред. проф. образования – М.: Издательский центр «Академия», 2012.-352 с. 2. Анурьев В. И. Справочник конструктора машиностроителя. В трех томах. М., Машиностроение, 2006. 3. Аркуша А.И., Фролов М.И. Техническая механика. - М., Высшая школа. 2009. 447 с. 4.Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М., Издательский центр «Академия», 2009. 496 с. 5. Сафонова Г. Г.Техническая механика: Учебник / Г.Г. Сафонова, Т.Ю. Артюховская, Д.А. Ермаков. -М.: НИЦ ИНФРА-М, 2013. -320 с.(ЭБС «Инфра-М» 6. Устюгов И. И. Детали машин. М., Высшая школа, 1981. 399 с. 7. Чернавский С.А. и др. Курсовое проектирование деталей машин. -М.: Машиностроение, 1988. 416 с. 8. Государственные стандарты РФ: 19523-81 Двигатели трехфазные асинхронные короткозамкнутые. 6636-69 Основные нормы взаимозаменяемости. Нормальные линейные размеры. ГОСТ 23360-78. Основные нормы взаимозаменяемости. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||