Курсовая работа: Привод к скребковому конвееру
Курсовая работа: Привод к скребковому конвееру
Содержание
Введение
1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя
2. Расчет механических передач
3. Проектировочный расчет валов
4. Эскизная компоновка
5. Подбор и проверочный расчет шпонок
6. Расчет элементов корпуса
7. Подбор и расчет муфты
8. Расчетные схемы валов
9. Подбор подшипников качения
10. Проверочный расчет валов на выносливость
11. Выбор типа смазывания
12. Выбор посадок
13. Технико-экономическое обоснование конструкций
14. Сборка редуктора
Список литературы
Введение
Цель проекта – проектирование
привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель,
клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными
зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной
передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую
передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту
передается на вал скребкового конвейера.
Редуктор – механизм
представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус,
который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение
угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих
моментов.
Муфта – устройство
предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них
деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.
Конвейер –
транспортирующие устройство для перемещения грузов.
Привод к
скребковому конвейеру
1 – двигатель; 2 –
клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с
торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя,
быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины
Таблица 1 – Исходные
данные
Исходные данные |
Вариант № 6 |
Тяговая сила цепи F,кН
Скорость тяговой цепи ט,
м/с
Шаг тяговой цепи Р, мм
Число зубьев звездочки z
Допускаемое отклонение скорости
тяговой цепи δ, %
Срок службы привода L, лет
|
3,5
0,60
80
7
5
4
|
1.
Кинематический расчет и выбор электродвигателя
Мощность на выходном валу
привода
Р4 = Ftυ (1.1)
Р4 = 3,5·
0,6 = 2,1 кВт
Общий КПД привода
η=η1·η2·η3·η43
(1.2)
где, η1 =
0,97 – КПД ременной передачи;
η2 = 0,98
– КПД зубчатой передачи;
η3 = 0,98
– КПД муфты;
η4 = 0,99
– КПД одной пары подшипников качения.
[1; с. 42]
Следовательно
η = 0,97·0,98·0,98·0,993
= 0,904
Требуемая мощность
электродвигателя
Рдвтр
= Р4/η (1.3)
Рдвтр =
2,1 /0,904=2,32 кВт
По таблице 24.9 [2; с.
417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Рном
= 3 кВт, и частоту вращения n дв = 950 мин-1
Частота вращения
выходного вала привода
n4=60·103·υ/Р·z (1.4)
n4=60·103·0,6/80·7=64,28
мин -1
Общее передаточное число
привода
u= n1 / n4 (1.5)
где n1 = n дв
= 950 мин-1
u =950/64,28=14,78
Передаточные числа двух
степеней привода
Так как u= u1 ·
u2 ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u2=4,
получим передаточное число ременной передачи
u1 = u/ u2 (1.6)
u1= 14,78 /4 =
3,69
Частота вращения валов
привода
n1= 950 мин-1
; (1.7)
n2= n1/
u1 =950/3,69=257,1 мин-1 ;
n3= n2/
u2 = 257,1 / 4 =64,28 мин-1 ;
n4= n3 =64,28
мин-1
Угловая скорость вращения
валов привода
ω1=π
n1/30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8)
ω2=
ω1/ u1 =99,4/3,69=26,9 рад/с ;
ω3=
ω2/ u2 =26,9 /4=6,73 рад/с ;
ω4=
ω3=6,73 рад/с
Проверка: ω4=
π n4/30=π·64,28/30=6,73 рад/с
Мощность на валах привода
Р1= Рдвтр
=2,32 кВт;
Р2= Р1 ·
η1 · η4 =2,32·0,97·0,99=2,23
кВт;
Р3= Р2 ·
η2· η4 =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;
Р4= Р3 ·
η3 · η4 =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт
Вращающие моменты на
валах привода
Т = 9550Р/n
(1.9)
Т1=9550 Р1
/ n1=9550·2,32/950=23,35 Нм;
Т2=9550 Р2/
n2=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;
Т3=9550 Р3/
n3=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;
Т4=9550 Р4/
n4=9550·2,1/64,28=312,0 Нм
Проверка: Т4=
Т1·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм
Результаты расчетов
сводим в таблицу 1
Таблица 1 –
Кинематические и силовые параметры привода
№ вала |
n , мин-1
|
ω , рад/с |
Р , кВт |
Т , Нм |
u = 14,78 |
I |
950 |
99,4 |
2,32 |
23,35 |
u1=3,69
|
II |
257,1 |
26,9 |
2,23 |
82,9 |
III |
64,28 |
6,73 |
2,16 |
321,7 |
u2=4
|
IV |
64,28 |
6,73 |
2,1 |
312,0 |
_ |
2. Расчет
механических передач
Расчет цилиндрической
передачи с шевронным зубом
Выбор материала
Для изготовления шестерни
и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с
термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни
твердость 269…302 НВ, σТ=650 МПа, при предполагаемом диаметре
заготовки шестерни D≤650 мм;
для колеса твердость 235..262 НВ2, σТ=540 МПа, при
предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее
значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ1;
колеса – 260 НВ2. При этом НВ1 –НВ2=280-250=40
– условие соблюдается.
Допускаемые контактные
напряжения
σНР =σНО·zН·0,9/SН (2.1)
где σно –
предел контактной выносливости;
σНО=2НВ+70
(2.2)
σНО1=2НВ1+70=2·280+70=630
МПа;
σНО2=2НВ2+70=2·250+70=570
МПа;
zН=1-
коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)
SН=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных
колёс,[3; с. 187]
σНР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа
σНР2=570·1·0,9/1,1=466
МПа
σНР=0,45(σнр1+
σнр2)≥ σнрmin (2.3)
σНР=0,45(516+466)
= 442 МПа – условие не выполняется
Принимаем σНР=466
МПа
Допускаемые напряжения
изгиба
σFР=σFО ·ΥN/
SF (2.4)
где σFО - предел изгибной выносливости
соответствующий базовому числу циклов напряжений
σFО= 1,8НВ (2.5)
σFО1= 1,8НВ1=1,8·280=504
МПа;
σFО2= 1,8НВ2=1,8·250=450
МПа;
ΥN =1 – коэффициент долговечности [3;
с.194];
SF =1,75 – коэффициент запаса прочности
[3; с.194];
σFР1=504·1/1,75=288 МПа;
σFР2 =450·1/1,75=257 Мпа
Расчетные коэффициенты
Ψba=0,4 [3; с.191];
КНβ=1, по
таблице 9.45 [3; с.192]
Межосевое расстояние
передачи
(2.6)
Принимаем стандартное
значение αW=140 мм [3;
с.171]
Ширина зубчатого венца
b2= Ψba·
αW (2.7)
b2=0,4·140=56 мм
Нормальный модуль зубьев
mn=
(0,01…0,02) αW (2.8)
mn=
(0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм
Принимаем стандартное
значение mn= 2 мм [3; с.157]
Принимаем минимальный
угол наклона зубьев βmin=25º и определяем суммарное число зубьев
z∑
= (2 αW · cosβmin)/ mn (2.9)
z∑
= (2·140· cos25º)2=126,2
Принимаем z∑ = 126
Фактический угол наклона
зубьев
cosβ= mn z∑/2 αW (2.10)
cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´
Число зубьев шестерни и
колеса
z1= z∑/(u+1) (2.11)
z1=126/(4+1)=25
z2= z∑ - z1
z2=126-25=101
Фактическое передаточное
число
uф= z2/
z1 (2.12)
uф=101/25=4,04;∆u=(u
- uф )/u·100%≤4%
∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%
Основные геометрические
размеры передачи
d= mn z/ cosβ (2.13)
d1=2·25/cos25º49´=56мм;
d2=2·68/
cos25º49´=224мм
Уточняем межосевое
расстояние
αW =( d1 + d2 )/2 =140 мм (2.14)
Диаметры окружностей
вершин зубьев шестерни и колеса:
dа=d + 2 mn (2.15)
dа1=56+2·2=60мм;
dа2=224+2·2=228мм
Ширина зубчатых колес с
учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при mn=2мм
α=14 mn (2.16)
α=14·2=28 мм
b´=b+α=56+28=89 мм
Окружная скорость колес и
степень точности передачи
υ=π· d1· n1/60 (2.17)
υ=π·56·10-3/60=0,76
м/с
по таблице 9.1 [3;с.163]
принимаем 8-ю степень точности
Силы в зацеплении
Ft=2T2/d2 – окружная (2.18)
Ft=2·321,7·103/224=
2872 Н
Fr= Fttq20º/cosβ – радиальная (2.19)
Fr=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н
Уточняем значение
коэффициентов
Ψd=b2/d1 (2.20)
Ψd=56/56=1
При этом КНВ=1,
по таблице 9.5 [3;с.192]
Принимаем коэффициенты
Кнυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;
Кна =1,12, по
таблице 9.6 [3;с.193]
Расчетное контактное
напряжение
σн=266/
αW uф√Т2 Кна
Кнβ Кна (uф +1)3
(2.21)
σн=266/140·4,04√321,7·103·1·1,1·1,12(4+1)3=447
МПа
Н=466-447/466·100%=4%,что
допустимо
Проверочный расчет зубьев
на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что
материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания
ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с
прочностью зубьев колеса.
Эквивалентное число
зубьев шестерни
zV1= z1/ cos 3β
(2.22)
zV1=25/
cos 325º49´=34,5
zV=
101/ cos 325º49´=138,5
Коэффициент формы зуба
ΥF1=3,9; ΥF1=3,6 [3;с.185]
Принимаем коэффициенты
КFB=1,3
KFυ=1,2 KFα=0,91
ΥВ =1-
βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]
Расчетное напряжение
изгиба
σF2= ΥF1
ΥВ Ft /
b2 mnKFαKFυКFB (2.24)
σF2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116
МПа
σF1= σF2
ΥF1 / ΥF2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25)
σF1=116·3,9/3,6=126 МПа
Результаты расчетов
сводим в таблицу 2
Таблица 2 – Параметры
зубчатой цилиндрической передачи,мм
Проектный расчет |
Параметр |
Значение |
Параметр |
Значение |
Межосевое расстояние αW
|
140 |
Угол наклона зубьев β |
25º49´ |
Модуль зацепления mn
|
2 |
Диаметр делительной окружности
шестерни d1
колеса d2
|
56
224
|
Ширина зубчатого венца:
шестерни b1
колеса b2
|
60
56
|
Число зубьев
шестерни z1
колеса z2
|
25
101
|
Диаметр окружностей вершин
шестерни dа1
колеса dа2
|
60
228
|
Вид зубьев |
шевронный зуб |
Диаметр окружности
вершин
шестерни df1
колеса df2
|
51
223
|
Проверочный расчет |
Параметр |
Допускаемое значение |
Расчетное значение |
Примечание |
Контактное напряжение σ |
466 МПа |
447 МПа |
Контактная выносливость обеспечена |
Напряжения изгиба σFО1
σFО2
|
504 МПа |
126 МПа |
Изгибная выносливость зубьев
обеспечена |
450 МПа |
116 МПа |
Страницы: 1, 2, 3
|