Курсова робота
з дисципліни
«Основи проектування та конструювання»
«Розробка ланцюгової передачі для механічного приводу стрічкового транспортера»
Роботу виконав:
студент гр. ЕО-03
Намисто С.М.
Роботу прийняв:
доцент, КТН
Копилов О.А.
Корольов
20 жовтня
Введення
Технічне завдання на розробку ланцюгової передачі до механічного приводу стрічкового транспортера
Спроектувати ланцюгову передачу в приводі стрічкового транспортера. Потужність на провідній зірочці N 1 = 9,94 кВт при кутовий швидкості ω 1 = 23,5 рад / сек. Навантаження спокійна, робота двозмінна. Мастило ланцюга періодична. Нахил лінії центрів зірочок до горизонту θ = 30 o. Регулювання натягу ланцюга проводиться періодично. Кутова швидкість вала транспортера ω 2 = 4,7 рад / сек.
Ланцюгова передача відноситься до передач зачепленням з гнучким зв'язком. Вона складається з провідною і відомою зірочок, огинає ланцюгом. Параметрами ведучої-зірочки приписується індекс 1, а веденої - індекс 2, На відміну від ремінної, ланцюгова передача працює без прослизання.
Переваги:
1. У порівнянні з зубчастими передачами ланцюгові передачі можуть передавати рух між валами при значних міжосьових відстанях (до 8 м).
2. У порівнянні з ремінними передачами:
а) більш компактні;
б) можуть передавати великі потужності (до 3000 кВт);
в) сили, що діють на вали, значно менше, тому що попередній натяг ланцюга мало;
г) можуть передавати рух одним ланцюгом кільком зірочок.
Недоліки:
1. Значний шум внаслідок удару ланки ланцюга при вході в зачеплення, особливо при малих числах зубів зірочок і великому кроці. Цей недолік обмежує можливість застосування ланцюгових передач при великих швидкостях.
2. Порівняно швидкий знос шарнірів ланцюга внаслідок скрутного підведення мастила.
3. Подовження ланцюга з-за зносу шарнірів, що вимагає натяжних пристроїв.
4. Необхідність точного виготовлення ланцюга та високоякісного монтажу передачі.
5. Висока вартість.
Застосування. Ланцюгові передачі застосовують у верстатах, транспортних та інших машинах для передачі руху між паралельними валами, розташованими на значній відстані, коли зубчасті передачі непридатні, а ремінні ненадійні. Найбільше застосування отримали ланцюгові передачі потужністю до 120 кВт при окружних швидкостях до 15 м / сек.
Привідна ланцюг.
Головний елемент ланцюгової передачі - приводна ланцюг, що складається із сполучених шарнірами ланок (тягові та вантажні кола не розглядаються).
Основними типами приводних ланцюгів є втулкові, роликові і зубчасті, які стандартизовані і виготовляються спеціалізованими заводами.
Роликові ланцюги. (ГОСТ 10947 - 64). Складаються з двох рядів зовнішніх і внутрішніх пластин (рис. Ц.2). У зовнішні пластини запресовані валики, пропущені через втулки, на які напресовані внутрішні пластини. Валики та втулки утворюють шарніри. На втулки вільно надіті загартовані ролики. Зачеплення ланцюга з зірочкою відбувається через ролик, який перекочується по зубу і зменшує його зношення. Крім того, ролик вирівнює тиск зуба на втулку і оберігає її від зносу.
Роликові ланцюги мають широке поширення, рекомендуються при швидкостях v <= 15 м / сек.
Втулкові ланцюга (ГОСТ 10947 - 64). Ці ланцюги по конструкції аналогічні попереднім, але не мають роликів, що здешевлює ланцюг, зменшує її масу, але збільшує знос. Втулкові ланцюга застосовують у невідповідальних передачах при v <= 1 м / сек.
У залежності від переданої потужності втулкові і роликові ланцюги виготовляють однорядними і багаторядними.
З'єднання кінців ланцюга при парному числі її ланок виробляють сполучною ланкою, при непарному - перехідним.
Зубчасті ланцюги в порівнянні з іншими працюють більш плавно, з меншим шумом, краще сприймають ударну навантаження, але важче і дорожче. Рекомендуються при швидкостях v <= 25 м / сек.
Матеріал ланцюгів. Ланцюги повинні бути зносостійкими і міцними. Пластини ланцюгів виготовляють із сталі 50 с. загартуванням до твердості HRC 38 - 45, осі, втулки, ролики, вкладиші і призми - з цементуємих сталей, наприклад, 15; 20 з загартуванням до твердості HRC52-60.
1. КРОК ЛАНЦЮГА
Крок t ланцюга є основним параметром ланцюгової передачі і приймається за ДСТУ. Чим більше крок, тим вище здатність навантаження ланцюга, але сильніше удар ланки про зуб в період набігання на зірочку, менше плавність, безшумність і довговічність передачі. При великих швидкостях беруть ланцюга з малим кроком. У швидкохідних передачах при великих потужностях рекомендуються також ланцюги малого кроку: зубчасті великої ширини або роликові багаторядні. Максимальне значення кроку ланцюга обмежується кутовий швидкістю малої зірочки.
2. ЗІРОЧКИ ЛАНЦЮГА
Зірочки по конструкції відрізняються від зубчастих коліс лише профілем зубів, розміри і форма яких залежать від типу ланцюга.
Методи розрахунку та побудови профілю зубів для роликових і втулкових ланцюгів зазначені в ГОСТ 591 - 69, а для зубчастих - в ГОСТ 13576 - 68.
Ділильна окружність зірочок проходить через центри шарнірів ланцюга і визначається за формулою
, (1)
де z - число зубів зірочки.
Для збільшення довговічності ланцюгової передачі приймають по можливості більше число зубів меншою зірочки. При малому числі зубів в зачепленні знаходиться невелике число ланок, що знижує плавність передачі і збільшує знос ланцюга через великого кута повороту петлі.
Однак при витягуванні ланцюг прагне піднятися за профілем зубів, причому тим більше, чим більше число зубів зірочки. При вельми великому числі зубів навіть у мало зношеної ланцюга в результаті радіального сповзання за профілем зубів порушується зачеплення із зірочкою. Тому максимальне число зубів великої зірочки обмежене: для втулочно ланцюга z 2 <= 90, для роликової z 2 <= 120; для зубчастої z 2 <= 140.
Переважно приймати непарні числа зубів зірочок, що в поєднанні з парним числом ланок ланцюга сприяє більш рівномірному її зносу.
Матеріал зірочок має бути зносостійким і добре чинити опір ударним навантаженням. Зірочки виготовляють із сталей 45, 40Х та ін з загартуванням або із цементуємих сталей 15, 20Х та ін Перспективним є виготовлення зубчастого вінця зірочок із пластмас, що знижує шум при роботі передачі і зношування ланцюга.
3. Передаточне число ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Ланцюг за один оборот зірочки проходить шлях tz, отже, середня швидкість ланцюга
(2)
де t - крок ланцюга в мм;
z 1 і z 2 - числа зубів ведучої і веденої зірочок;
ω 1 і ω 2 - кутові швидкості ведучої і веденої зірочок в рад / сек.
З рівності швидкостей ланцюга на зірочках
. (3)
Передаточне число ланцюгової передачі змінно в межах повороту зірочки на один зуб, що практично помітно при малому числі z 1. Мінливість i викликає нерівномірність ходу передачі. Середнє передавальне число за оборот постійно. Для ланцюгових передач рекомендується i <= 8.
4. ОСНОВНІ ГЕОМЕТРИЧНІ СПІВВІДНОШЕННЯ У Ланцюгова передача
1. Оптимальне міжосьова відстань передачі (див. схему креслення 1) приймають з умови довговічності ланцюга:
А = (30 ... 50) t, (4)
де t - крок ланцюга.
2. Довжину ланцюга L t обчислюють за формулою, аналогічною формулі для визначення довжини ременя:
(5)
де L t - довжина ланцюга в кроках або число ланок ланцюга.
Значення L t округлюють до цілого парного числа, що в поєднанні з непарним числом зубів зірочок сприяє більш рівномірному зносу ланцюга.
3. Міжосьова відстань передачі при остаточно вибраному числі кроків
, (6)
Для нормальної роботи передачі ведена гілка повинна мати вільний хід f, для чого розрахункове міжосьова відстань зменшують на (0,002 ... 0,004) А '.
5. ЗУСИЛЛЯ У гілки ланцюга
Окружне зусилля, що передається ланцюгом,
Р = 2М / d д, (7)
де d д - діаметр тривалої окружності зірочки.
Попереднє натяг ланцюга від провисання веденої гілки
S 0 = k f · q · А (8)
де q - вага 1 м ланцюга в н (див. табл. 10.1 / 1 /);
А - міжосьова відстань в м;
K f - коефіцієнт провисання.
Для горизонтальних передач k f = 6, для нахилених до горизонту до 40 0 - k f = 3, для вертикальних - k f = 1.
Натяг ланцюга від відцентрових сил
S v = v 2 · q / g. (9)
Сила S v навантажує ланки ланцюга по всьому її контуру, але зірочками не сприймається.
Натяг провідною гілки ланцюгів працює передачі (див. епюру напружень у ланках ланцюга - креслення 1)
S 1 = Р + S 0 + S v. (10)
Натяг веденої гілки ланцюга
S 2 = S 0 + S v. (11)
Завдяки тому, що шарнір збігаючого ланки ланцюга впивається в зуб, зусилля S 2 не передається на ланки, розташовані на зірочці.
Навантаження на вали зірочок. Ланцюг діє на вали зірочок з силою
Q = k B · P +2 S 0 (12)
де k У коефіцієнт навантаження валу (табл. 10.4 / 1 /).
Напрям сили Q приймають по лінії центрів валів.
6. ПОСЛІДОВНІСТЬ РОЗРАХУНКУ ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ НА ЗНОСОСТІЙКІСТЬ
Критерії працездатності. Основним критерієм працездатності ланцюгових передач є довговічність ланцюга, обумовлена зносом шарнірів. Відповідно до цього за основний прийнятий розрахунок ланцюгових передач, що забезпечує зносостійкість шарнірів. Ланцюги, вибрані з умови зносостійкості, володіють, як правило, достатньою міцністю.
Розрахунок передачі. Навантажувальна здатність ланцюга визначається з умови, щоб середній тиск р в шарнірі ланки не перевищувало допустимого [р], зазначеного в табл. 10.5 / 1 /.
, (13)
де Р - окружне зусилля, що передається ланцюгом;
F - площа проекції опорної поверхні шарніра;
для роликових і втулкових ланцюгів F = dB;
для зубчастих ланцюгів з шарніром тертя ковзання F = 0,76 dB,
d - діаметр осі;
В - довжина втулки або ширина зубчастої ланцюга;
К - коефіцієнт експлуатації;
К = К дин · К А · К З · К θ · К р · До рег (14)
До дин - коефіцієнт динамічності навантаження;
при спокійній навантаженні До дин = 1; при поштовхах До дин = 1,2 - 1,5;
До А - коефіцієнт міжосьової відстані;
До А = 1 - при А = (30 ... 50) t;
До А = 1,25 - при А <25t;
До А = 0,8 - при А = (60 ... 80) t;
К С - коефіцієнт способу мастила;
при безперервній мастилі К С = 0,8; при краплинної К С = 1; при періодичній К С = 1,5;
До θ - коефіцієнт нахилу лінії центрів зірочок до горизонту (див. мал. Ц.8);
при θ <= 60 o До θ = 1; при θ> 60 o До θ = 1,25;
К р - коефіцієнт режиму роботи;
при однозмінній роботі К р = 1; при двозмінній К р = 1,25; при тризмінної К р = 1,5;
До рег - коефіцієнт способу регулювання натягу мети;
при регулюванні віджимними опорами До рег = 1; при регулюванні нажімнимі роликами або відтяжні зірочками До рег = 1,1; для нерегульованої передачі К рег = 1,25.
Висловивши у формулі (13) окружне зусилля через момент М 1 на малій зірочці, крок ланцюга t і число зубів z, а площа проекції опорної поверхні шарнірів через крок t, отримаємо формулу для попереднього добору кроку ланцюга:
роликових і втулкових
(15)
зубчастої з шарніром ковзання
(16)
де ν - кількість рядів роликової або втулочно ланцюга;
φ t = B / t - коефіцієнт ширини ланцюга;
для зубчастих ланцюгів φ t = 2 ... 8.
7. РОЗРАХУНОК ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ МЕХАНІЧНОГО ПРИВОДУ Стрічковий транспортер
1. Враховуючи невелику передачі потужності N 1 при середній кутовий швидкості малої зірочки, приймаємо для передачі однорядну роликову ланцюг.
2. Передаточне число
i = ω 1 / ω 2 = 23,5 / 4,7 = 5.
3. За табл. 10.3 / 1 / приймаємо число зубів малої зірочки z 1 = 21. За формулою (3) число зубів великої зірочки
z 2 = z 1 · i = 21 · 5 = 105.
Умова z 2 <= z 2мах = 120 - дотримується.
4. Обертаючий момент на малій зірочці
9,94 · 10 3 / 23,5 = 423 Н · мм
5. За табл. 10.5 / 1 / інтерполяцією знаходимо [р] = 27,1 н / мм 2, яке відповідає меншому табличному значенню для заданої ω 1 = 23,5 рад / сек.
6. Згідно з умовами роботи приймаємо: До дин = 1; К А = 1, при А = (30 ... 50) t; К С = 1,5; До θ = 1; К р, = 1,25; До рег = 1, 1 / 1 /.
При прийнятих коефіцієнти обчислюємо коефіцієнт експлуатації [формула 14]
К = К дин · К А · К З · К θ · К р · До рег = 1 · 1.1, 5.1.1, 25.1, 1 = 2,06.
7. Крок ланцюга [формула (15)]
2,8 (423.10 3 · 2,06 / 1.21.27, 6) 1 / 3 = 32,3 мм
За ГОСТ 13568-75 приймаємо ланцюг з кроком t = 38,1 мм, для якої d = 11,12 мм, В = 25,4 мм, q = 5,5 кг = 53,9 Н.
8. Для вибраного ланцюга з t = 38,1 мм за табл. 10.2 / 1 / інтерполяцією визначаємо ω 1мах = 82,6 рад / сек, отже, умова ω 1 <ω 1мах дотримується.
9. Середня швидкість ланцюга [формула 2]
38,1 · 21.23, 5 / 2 · 3,14 · 1000 = 3 мм / с.
Окружне зусилля, що передається ланцюгом,
9,94 · 10 3 / 2,5 = 3313 Н.
10. Розрахунковий тиск в шарнірах прийнятої ланцюга [формула (Ц.13)]
3313.2, 06/11, 12.25, 4 = 24,2 Н / мм 2 <[р] = 27,1 Н / мм 2
11. Міжосьова відстань приймаємо за формулою 4
А = 40t = 40 · 38,1 = 1524 мм.
Довжина ланцюга в кроках [формула 5]
(2.1524 / 38,1) + (21 +105) / 2 + ((105-21) / 2.3, 14) 2 · 38,1 / +1524 = 147,5
Приймаються L t = 148.
Міжосьова відстань, відповідне остаточно прийнятої довжині ланцюга L t, не перераховуємо, так як передача має натяжний пристрій.
Діаметри ділильних кіл зірочок формула 1:
38,1 / sin (180/21) = 255,6 мм;
38,1 / sin (180/105) = 1273,6 мм.
12. Навантаження на вали зірочок (формула 12)
Q = k B · P +2 S 0
де k У коефіцієнт навантаження валу (табл. 10.4 / 1 /). Приймаються k У = 1,15
S 0 - попередній натяг ланцюга від провисання веденої гілки (формула 8)
S 0 = k f · q · А, де k f - коефіцієнт провисання, приймаємо k f = 3. Q - вага 1м ланцюга в Н, А - міжосьова відстань у метрах.
Звідси Q = k B · P +2 · k f · А · q = 1,15 · 3313 +2 · 3.1, 524.53, 9 = 4303 Н.
Напрям сили Q приймають по лінії центрів валів.
8. НАТЯГ й змащення ланцюга. К.П.Д. ЛАНЦЮГОВОЇ ПЕРЕДАЧІ
Натяг ланцюга. У міру зношування шарнірів ланцюг витягується, стріла провисання f веденої гілки збільшується, що викликає захлестиваніе зірочки ланцюгом. Для передач з кутом нахилу θ <= 40 o до горизонту [f] <= 0,02 А; при θ> 40 o [f] <= 0,015 A, де А - міжосьова відстань.
Регулювання натягу ланцюга здійснюється пристроями, аналогічними застосовуваним для натягування ременя, тобто переміщенням вала однієї з зірочок, нажімнимі роликами або відтяжні зірочками.
Натяжні пристрої повинні компенсувати подовження ланцюжка в межах двох ланок, при більшій витяжці ланцюга два її ланки видаляють.
Мастило ланцюга. Мастило ланцюга робить вирішальний вплив на її довговічність. При швидкості ланцюга v <= 4 м / сек застосовують періодичну мастило ручної масельничкою приблизно через кожні 7 год При v <= 10 м / сек застосовують мастило маслянками - крапельницями. Найбільш досконала безперервна мастило зануренням у масляну ванну: ведену гілка ланцюга занурюють у ванну на глибину висоти пластин. У потужних швидкохідних передачах застосовують циркуляційну струминну мастило від насоса.
К.к.д. передачі. к.к.д. передачі залежить від втрат на тертя в шарнірах ланцюга, на зубах зірочок і на перемішування масла при мастилі зануренням. При нормальних умовах роботи середнє значення к.к.д. η = 0,92 - 0,97.
Висновок
За завданням головного конструктора СКБ Федотова А. був зроблений розрахунок ланцюгової передачі стрічкового транспортера. У ході роботи були розраховані геометричні параметри передачі та її основні характеристики.
У результаті аналізу отриманих даних з'ясувалося, що прийняте решеніевибрать ланцюгову передачу, виявилося вірним.
Ця передача більш компактна, вона може передавати великі потужності (до 3000 кВт), сили передачі, що діють на вали, порівняно малі, тому що мало попередній натяг ланцюга.
Отже, можна зробити наступний висновок, вона найбільш оптимальна для даної конструкції з технологічної і економічної точки зору.
Список використаної літератури
Куклін Н.Г., Кукліна Г.С. Деталі машин. Підручник для ВНЗ, М. «Вища школа», 1973.
Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. Конструювання вузлів і деталей машин. Навчальний посібник для вузів, М. «Вища школа», 1985.
Ануров В.І. Довідник конструктора-машинобудівника. - М.: Машинобудування, 1982.
Деталі машин: Атлас конструкцій / За ред. д-ра техн. наук, проф. Н. Решетова - М.: Машинобудування, 1979.
Іванов М.М. Деталі машин. - М.: Вища школа, 1991.
Методичні вказівки по самостійній роботі студентів спеціальностей 17.07, 26.02 Деталі машин і ПТУ. Розділ «Кінематичний і силовий розрахунок приводу М.: МТІ - 1989.
Методичні вказівки і завдання на виконання курсового проекту для студентів спеціальності 2304 «Деталі машин і основи конструювання», МТІ, 1992.
Кудрявцев В.І. Курсове проектування деталей машин. - Л.: Машинобудування, 1983.
Чернавський С.А. Курсове проектування деталей машин. - М: Машинобудування, 1989.
Готовцев А.А., Кошеня І.П. Проектування ланцюгових передач. Довідник. - М.: Машинобудування, 1982.
Додаток