МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГОУ ВПО

ЧЕЛЯБИНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АГРОИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ

Факультет Электрификации и автоматизации сельскохозяйственного производства

Кафедра Детали машин
КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод к скребковому транспортеру
Студент М.С. Вайсенбург

Группа 301
Челябинск 2009




Исходные данные.
Тяговая сила F, 3,2 кН

Скорость тяговой цепи v,0,5 м/с

Шаг тяговой цепи р,80 мм

Число зубьев звездочки z7

Допустимое отклонение скорости цепи δ,4 %

Срок службы привода L_r,5 лет


Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2: 1-двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 – ведущая звездочка конвейера; 6 – тяговая цепь.




Введение
В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.




1. Рассчитаем срок службы приводного устройства
Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяем по формуле

где L_r - срок службы привода, лет; t_c - продолжительность смены, ч; L_c - число смен; Кс - коэффициент сменного использования,

Определяем ресурс привода при двухсменной работе с продолжительностью смены 8 часов.

ч

Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.

 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 23*10³ ч.




2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2.1 Определяем мощность и частоту вращения двигателя
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения - от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины
кВт
где F - тяговая сила цепи, кН, v – скорость тяговой цепи м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где η_рп – КПД ременной передачи; η_зп - КПД зубчатой передачи; η_м – КПД муфты; η_п – КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: η_рп – 0,96; η_зп – 0,97; η_м – 0,98; η_п – 0,99;



Находим требуемую мощность электродвигателя.
кВт
Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Р_ном = 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Pном ,кВт	Частота вращения, об/мин
			синхронная	При нормальном режиме nном
1	4АВ80В2У3	2,2	3000	2850
2	4АМ90L4У3	2,2	1500	1425
3	4АМ100L6У3	2,2	1000	950
4	4АМ112МА8У3	2,2	750	700

2.2 Определяем передаточное число привода и его ступеней
Находим частоту вращения приводного вала
м/с
где: v - скорость тяговой цепи м/с; z – число зубьев ведущей звездочки; р - шаг тяговой цепи, мм.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп=4

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода u м/с	53,17	26,59	17,72	13,06
Цепной передачи	13,29	6,65	4,43	3,23
Конического редуктора	4	4	4	4

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего, привода;

б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения из за большой металлоемкости;

в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения.

об/мин

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв
об/мин
отсюда фактическое передаточное число привода

передаточное число цепной передачи





Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Р_ном = 2,2 кВт, n_ном = 950 об/мин); передаточные числа: привода u = 18, редуктора u_зп = 4, цепной передачи u_оп = 4,5
2.3 Определим силовые кинематические параметры (двигателя), привода
Рассчитаем мощность при Р_дв = 1,81 кВт

Быстроходный вал редуктора.
кВт
Тихоходный вал редуктора.
кВт
Вал рабочей машины.
кВт
где Р_рм – мощность рабочей машины

Рассчитаем частоту вращения при n_ном = 950 об/мин

Быстроходный вал редуктора.
об/мин
Тихоходный вал редуктора.




об/мин
Вал рабочей машины.
об/мин
Рассчитаем угловую скорость

Вал двигателя
 1/с
Быстроходный вал редуктора.
 1/с
Тихоходный вал редуктора.
 1/с
Вал рабочей машины.
 1/с
Рассчитаем вращающий момент

Вал двигателя




Н*м
Быстроходный вал редуктора.
Н*м
Тихоходный вал редуктора.
Н*м
Вал рабочей машины.
Н*м
Таблица. Силовые и кинематические параметры привода

Параметр	Вал двигателя	Вал редуктора		Вал рабочей машины
		Быстоходн.	Тихоход.
Мощность Рн, кВт	PДВ= 1,81	P1=1,738	P2=1,669	Pрм=1,619
Частота вращения n, об/мин	nном=950	n1=214,4	n2=60,28	nрм=60,28
Угл. скорость ω, 1/с	ωном=99,43	ω1=22,44	ω2=5,61	ωрм=5,61
Момент T, Н*м	ТДВ=18,20	Т1=76,63	Т2=294,35	Трм=285,58

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений
3.1 Выбираем материал зубчатой передачи
а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

-для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка - улучшение и закалка ТВЧ, D_пред = 200 мм S_пред = 125мм; твердостью 48...53HRC_Эl, (460…515 НВ₂)

-для колеса берем сталь 40ХН, термообработка – улучшение, D_пред = 315 мм S_пред = 200 мм; твердостью 235...262 НВ₂,

б)Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

для шестерни
HB1_cp = (НВ_min - НВ_max )/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.
для колеса
HB_2cp = (НВ_min - НВ_max )/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.
3.2 Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность


для шестерни



для колеса






3.3 Действительные числа циклов перемены напряжений
- для колеса

- для шестерни

где: n₂ - частота вращения колеса, мин^-1; L_h - время работы передачи ч; u - передаточное число ступени.
3.4 Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

где: N_HG – базовое число циклов; N – действительное значение.

- для шестерни

- для колеса





3.5 Определяем число циклов перемены напряжений
- для шестерни

- для колеса

3.6 Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений
- для шестерни



- для колеса


3.7 Определяем допускаемое контактное напряжение
- для шестерни
Н/мм²

 Н/мм²
Так как


,


то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:
 Н/мм²
При этом условии
 Н/мм²
соблюдается
3.8 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса
а)Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

где N_FO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_FO=4*10⁶ для обоих колес.

- для шестерни

- для колеса



Так как N₁>N_F01 и N₂>N_FО2, то коэффициенты долговечности K_FL1 =1,и K_FL2 = l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

- для шестерни:



в предположении, что m<3мм;

- для колеса:



в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

- для шестерни

- для колеса

Таблица Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HRCэ1ср	[σ]Н	[σ]F
		Sghtl		HB2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	315/200	У+ТВЧ	50,5	877	310
Колесо	40Х	200/125	У	248,5	514,3	255,95

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
4.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм

где К_нβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_нβ = 1;

θ_Н - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ_Н = 1.



Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров
4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса
для колеса

для шестерни

4.3 Определяем внешнее конусное расстояние R_e, мм
мм


4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса

где ψ_е = 0,285 - коэффициент ширины венца.



Округлить до целого числа по ряду R_a 40.

b=42
4.5 Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес

где K_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fβ =l;

 - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.
4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни
для колеса

для шестерни





4.7 Определяем фактическое передаточное число

проверяем его отклонение от заданного u.



 %
4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса
для колеса

для шестерни

4.9 Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни
НВ_1ср - НВ_2ср = 487,5-248,5=239

Так как

239> 100,

То

х₁=х₂ = 0.


4.10 Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм
Делительный диаметр шестерни

Делительный диаметр колеса

Вершины зубьев шестерни

Вершины зубьев колеса

Впадины зубьев шестерни

Впадины зубьев колеса

4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:
для шестерни



для колеса



Проверочный расчет
4.12 Проверяем пригодность заготовок колес
Условие пригодности заготовок колес:



Диаметр заготовки шестерни

мм

Размер заготовки колеса



Соответствует.
4.13 Проверим контактные напряжения

где F_t - окружная сила в зацеплении, Н равная





К_Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; К_Нα = 1

K_Hv - коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи



443,72≤514,3
4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
напряжения изгиба зубьев шестерни

напряжения изгиба зубьев колеса

где: K_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес K_Fα = l; K_Fv - коэффициент динамической нагрузки; Y_Fl и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υ_β -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Υ_β = l;




4.15 Составляем табличный ответ

Проектный расчет
параметр	значение	параметр	значение
Внешнее конусное расстояние Rе	144.308	Внешний делительный диаметр: шестерни dе1 колеса dе2	69,273 280,314
Внешний окружной модуль me	1.611
Ширина зубчатого венца b	42	Внешний диаметр окружности вершин: шестерни dае1 колеса dае2	70,401 281,087
Вид зубьев	Прямозубые
Угол делительного конуса: шестерни δ1 колеса δ2	13,8796 76,1204	Внешний диаметр окружности впадин: шестерни dfe1 колеса dfe2	65,519 279,387
Число зубьев: шестерни z1 колеса z2	43 174	Средний делительный диаметр: шестерни d1 колеса d2	59,367 240,229

5. Расчет клиноременной передачи
Выбираем сечение ремня при

Р_ном = 2,2кВт n_ном = 950 об/мин

Выбираем участок А

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_min, мм. при Т_двиг = 18,20 Н*м

d_мин = 90 мм

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива

d₁ = 100 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где u - передаточное число открытой передачи; ε - коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.

Определяем фактическое передаточное число u_ф

проверяем его отклонение от заданного

 условия соблюдаются.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h - высота сечения клинового ремня h = 8 мм.



мм

Определяем расчетную длину ремня l мм:



Выбираем длину ремня l=1600 мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине



 для облегчения надевания ремня на шкив

 для натяжения ремней

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α₁ град:



 соответствует

Определяем скорость ремня v, м/с:


 м/с
где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:
 с^-1
U ≤ 30

Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем

где  - допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С - поправочные коэффициенты.

С_р = 1 (спокойная), С_α = 0,89, С_l = 0,95, С_z = 0,95, =0,72,



Определим количество клиновых ремней
  шт
Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:


 Н
Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t, H:
Н
Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь
Н
Ведомая ветвь
Н
Определим силу давления на вал F_on, H:
Н

Проверочный расчет

Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви





а) σ₁ – напряжение растяжения Н/мм²
 Н/мм²
б) σ_и – напряжение изгиба Н/мм²

где Е_и =80…100 – модуль упругости при изгибе прорезиненных ремней

 Н/мм²

в) σ_v – напряжение центробежных сил Н/мм²
Н/мм²
Ρ = 1250…1400 кг/мм³

г) [σ]_р – допустимое напряжение растяжения Н/мм²

[σ]_р = 10 Н/мм²



Полученные данные занесем в таблицу

параметр	значение	параметр	значение
Тип ремня	Клиновый	Число пробегов ремня U, 1/c	1,429
Сечение ремня	138	Диаметр ведущего шкива d1	100
Количество ремней z	4	Диаметр ведомого шкива d1	450
Межосевое расстояние α	320	Максимальное напряжение σ, Н/мм2	9,9
Длинна ремня l	1600	Начальное напряжение ремня F0 Н/мм2	445,55
Угол охвата малого шкива α град	139,6	Сила давления ремня на вал Fоп , Н	345

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач
Коническая с круговым зубом.

Определяем силы в зацеплении

а) окружная на колесе

окружная на шестерне



б) радиальная на шестерне

y_r – коэффициент радиальной силы



радиальная на колесе



в) осевая на шестерне

y_а – коэффициент осевой силы





осевая на колесе






7. Расчет валов
7.1 Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытой передачи

где =10…20 Н/мм², М_к – крутящий момент равный вращающему моменту на валу. М_к = Т₁ или Т₂ соответственно

Вал редуктора быстроходный



Вал редуктора тихоходный



Вал редуктора быстроходный

 под шестерню

Вал редуктора тихоходный

 под полумуфту
7.2 Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки и отверстием и подшипник

для быстроходной t = 2,5 , для тихоходной t = 2,8

 – для вала шестерни быстроходной

 – для колеса тихоходного

Для быстроходного





Для тихоходного




7.3 Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо

Для быстроходного




7.4 Рассчитаем четвертую ступень под подшипник


Для быстроходного



l₄ = B l₄ = 100

Для тихоходного



l₄ = T l₄ = 20




8. Предварительный выбор подшипников
312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых
7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α= 14 для роликовых и конических подшипников




9. Определение размеров муфты
Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82

d₁ = d = 45 D = 250

l_ци = 84 l_ци = 270

В = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

δ = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15

D₀ = 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150

dст = 1.55d = 69.75




Список используемой литературы
1 Чернавский С.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976, 1984.

2 Решетов Д.Н. Детали машин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

3 Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. - М.: Высшая школа, 1991.