Введение

Согласно заданию на курсовой проект необходимо спроектировать привод скребкового конвейера. Скребковый конвейер это транспортирующее устройство непрерывного действия, в котором перемещение насыпных грузов осуществляется по неподвижному желобу — рештаку, с помощью скребков, закрепленных на одной или нескольких тяговых цепях и погруженных в слой насыпного груза.

Привод состоит как из стандартных деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы, шестерни и др.).

Привод состоит из следующих основных элементов:

- электродвигатель – стандартный механизм, предназначен для преобразования электрической энергии в механическую;

- редуктор – нужен для повышения крутящего момента и понижения частоты вращения вала;

- муфта – предназначена для соединения валов, а также может служить для компенсации несоосности валов и динамических нагрузок;

- рама – сварная металлоконструкция, которая крепится к фундаменту или на другое основание и предназначена для установки на нее элементов привода.

1 Энерго-кинематический расчёт привода

Цель энергокинематического расчета – подбор электродвигателя и определение частот вращения и крутящих моментов на всех валах привода. Эти данные являются исходными данными для дальнейших проектных расчетов передач привода.

Схема привода представлена на рисунке 1.1.

1 - электродвигатель, 2 – муфта упругая, 3 - редуктор, 4- муфта жесткая, 5 – вал приводной со шнеком

Рисунок 1.1 – Схема привода

Исходные данные к расчету следующие:

Окружное усилие на звездочке F_t = 3,8 кН;

Окружная скорость звездочки V=0,6 м/с;

Число зубьев приводной звездочки z=11;

Шаг приводной цепи P= 76,2 мм;

Срок службы приврда 6 лет.

1.1 Подбор электродвигателя

Выбор электродвигателя осуществляется по мощности, требуемой для обеспечения передачи крутящего момента на приводном валу. Мощность на приводном валу, кВт рассчитывается по формуле:

P_ро= k ·T_po ω_po, (1.1)

где k - количество рабочих органов на приводном валу;

ω_po - угловая скорость рабочего органа, рад/с;

T_po – вращающий момент, Н*м.

P_ро=2·3,8·0,6=4,56 кВт.

Требуемую мощность электродвигателя, определим по формуле :

P_ДТР =Р_PO/_o, (1.2)

где _o – общий КПД привода.

Общий КПД определяется как произведение КПД элементов привода, т.е. по формуле [1]:

η_о= η_м.2² ·· ·, (1.3)

где η_м. - КПД муфты, η_м= 0,98;

η_з.к - КПД конической передачи, η_з.к = 0,95; η_з.ц.- КПД цилиндрической передачи, η_п.п.= 0,97;

η_п.п.- КПД пары подшипников, η_п.п.= 0,99.

Значения КПД взяты из таблицы 3.2, [1].

Общий к.п.д. привода:

=0,98²0,950,970,99⁴=0,85,

Тогда требуемая мощность электродвигателя:

P_ДТР= 4,56/0,85=4,36 кВт.

Определим частоту вращения рабочего органа:

n_ро=30 ω_po /π, (1.4)

n_ро=304,4/3,14=42,03 мин^-1.

Определяем требуемую частоту вращения двигателя:

n_ДТР=n_ро(2…5)·(2…5), (1.5)

тогда: n_ДТР=42,03(2…5)·(2…5)=168,12…1050,75 мин^-1.

Исходя из вычисленных значений P_ЭД и n_ЭД по таблице 16.7.1, [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S6У3 (ГОСТ 19523-81) с частотой вращения n_ДВ=950 мин^-1 и мощностью Р_эд=5,5 кВт.

1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода

Для определения частот вращения на валах привода окончательно назначим передаточные числа передач:

, (1.6)

где – реальная частота вращения электродвигателя,

Тогда: .

Так как привод содержит только закрытые передачи, то:

= = 22,6.

Определим передаточное отношение зубчатой передачи:

, (1.7)

.

Определим передаточное отношение редуктора:

, (1.8)

.

Определим частоты вращения на валах привода (обозначения валов соответствует обозначениям на рисунке 1.1):

Частота вращения на валу I:

n₁=n_д =950 мин^-1.

Частота вращения на валу II:

n₂=n₁ = 950 мин^-1.

Частота вращения на валу III:

n₃= n₂/i_Б =950/4,5=211,11мин^-1.

Частота вращения на валу IV:

n₄= n₃/ i_т =211,11/5=42,22 мин^-1.

Частота вращения на валу Ⅴ:

n₅=n₄=42,22 мин^-1 .

Крутящие моменты на валах , Н·м определяются по формуле:

, (1.9)

где i – номер вала;

 – мощность на i-ом валу, кВт;

 – угловая скорость i-ого вала, с^-1;

Рассчитаем мощности на валах привода:

Мощность на валу I:

Р₁=Р_ДТР=5,36кВт.

Мощность на валу II:

Р₂=Р₁_м_пп =5,360,980,99=5,2 кВт.

Мощность на валу III:

Р₃=Р₂_кп_пп =5,20,950,99=4,89 кВт.

Мощность на валу IV:

P₄= Р₃ _з.п._пп =4,890,950,99=4,59 кВт.

Мощность на валу V:

P₅= Р₄_м_п.п = 4,590,980,99=4,46 кВт.

Определим угловые скорости валов по формуле (1.3):

Угловая скорость вала I и II:

.

Угловая скорость вала III:

 с^-1.

Угловая скорость вала IV и V :

 с^-1.

Тогда крутящие моменты на валах:

Крутящий момент на валу I:

Т₁=Р₁/ω₁=5360/99,43=53,9 Н∙м.

Крутящий момент на валу II:

Т₂=Р₂/ω₂=5200/99,43=52,29 Н∙м.

Крутящий момент на валу III:

Т₃=Р₃/ω₃=4890/21,15=231,2 Н∙м.

Крутящий момент на валу IV:

Т₄=Р₄/ω₄=4590/3,99=1150,37 Н∙м.

Крутящий момент на валу V:

Т₅=Р₅/ω₅=4460/3,99=1117,79 Нм.

2 Проектный расчёт передач редуктора

2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес

Для изготовления колёс и шестерен выбираем материал Сталь40Х ( МПа,  МПа,).

Назначаем термообработку по таблице 8.7, [3]:

‑ для колес – улучшение до H = (230…270)HB.

Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле:

, (2.1)

где  ‑ предел контактной выносливости, МПа;

 ‑ коэффициент безопасности;

 ‑ коэффициент долговечности.

Предел контактной выносливости рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [3]:

При улучшении

, (2.2)

где  - средняя твёрдость материала, МПа.

Тогда, предел контактной выносливости для колес:

МПа.

Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.

При улучшении для колес выбираем  = 1,1.

При улучшении для шестерен выбираем  = 1,1.

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:

, (2.3)

где  ‑ циклическая долговечность;

 ‑ эквивалентное число циклов.

Циклическая долговечность рассчитывается [2] по формуле:

.

Тогда,

для шестерен:

(2.4)

;

для колес:

.

Эквивалентное число циклов рассчитывается по формуле [2]:

, (2.5)

где  ‑ коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [3] для легкого режима работы  = 0,5);

 ‑ число зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае  = 1);

 ‑ частота вращения, мин^-1;

 ‑ расчётный срок службы, ч.

Расчётный срок , ч службы рассчитаем по формуле:

, (2.6)

где  ‑ количество лет службы привода ( = 6);

 ‑ количество недель в году ( = 48);

 ‑ количество рабочих дней в неделю ( = 5);

 – количество рабочих смен в день (=2);

 ‑ количество часов в смену (принимаем  = 6);

 ч.

Тогда,

‑ для шестерни:

;

‑ для колеса:

.

Коэффициент долговечности

‑ для шестерни:

;

‑ для колеса:

.

По рекомендациям [3] при <1 принимают  = 1. Поэтому принимаем  = 1, =1.

Допускаемые контактные напряжения:

‑ для шестерни: МПа;

‑ для колеса: МПа.

Так как коническая прямозубая передача величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:

, (2.7)

 МПа.

Окончательно принимаем допускаемые контактные напряжения для передачи  МПа.

Так как цилиндрическая косозубая передача величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:

, (2.8)

 МПа.

Окончательно принимаем допускаемые контактные напряжения для передачи  МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:

, (2.9)

где  ‑ предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;

 ‑ коэффициент безопасности;

 ‑ коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;

 ‑ коэффициент долговечности.

Предел выносливости по напряжениям изгиба рассчитывается по формулам из таблицы 8.8, [3]:

Для колес при улучшении:

, (2.10)

 МПа.

Для шестерен при улучшении:

.

Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.

При улучшении для колеса выбираем  = 1,75.

При закалке для шестерни выбираем  = 1,75.

Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:

, (2.11)

где  циклическая долговечность ( = 4·10⁶ для всех сталей [3]);

 ‑ эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба рассчитывается по формуле:

, (2.12)

где  ‑ коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [3] для легкого режима работы  = 1);

Тогда:

‑ для шестерн:

;

‑ для колеса:

.

Коэффициент долговечности:

‑ для шестерни

;

‑ для колеса

.

По рекомендациям [3] при <1 принимают  = 1. Поэтому принимаем  =1,  = 1.

Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки в нашем случае при одностороннем приложении нагрузки .

Тогда допускаемые напряжения изгиба:

Для шестерни

МПа.

Для колеса

МПа.