Курсовая работа: Проектирование привода пластинчатого конвейера

Курсовая работа: Проектирование привода пластинчатого конвейера

Оглавление

Задание

Введение

1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.

4. Расчет первой ступени редуктора.

5. Расчет второй ступени редуктора.

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.

7. Расчет ременной передачи.

8. Расчет тяговой звездочки.

9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.

10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.

11. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.

12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.

13. Смазка.

14. Проверка прочности шпоночных соединений.

15. Расчет зубчатой муфты.

16. Сборка редуктора.

Список использованной литературы.

Приложение: спецификация редуктора.

Задание 8

Проект привода пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех.

Спроектировать привод пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического прямозубого редуктора, зубчатой муфты, приводного вала и приводных звездочек.

Техническая характеристика привода:

Окружная сила на звездочках F4, кН:                   40.

Окружная скорость на звездочках V4, м/с:          0,05.

Число зубьев звездочки z:                                       8.

Шаг зубьев звездочки t, мм:                                   80.

Режим работы:                                                     легкий.

Введение

Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.

При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.

При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.

Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.

К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.

Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.

Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.

При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.

Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.

1.  Описание назначения и устройства проектируемого привода

Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят:

1.  Электродвигатель.

2.  Клиноременная передача.

3.  Цилиндрический прямозубый редуктор.

4.  Зубчатая муфта.

5.  Приводные звездочки.

Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через клиноременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.

Цилиндрический прямозубый редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент.

Зубчатая муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу пластинчатого конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера.

Приводные звездочки установлены на приводном валу и приводят в движение цепи конвейера.

2.  Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Расчет ведем по [1].

Потребляемая мощность привода:

Рвых = F4 · V4 = 40 · 103 · 0,05 = 2 кВт.

Требуемая мощность двигателя:

Рэ потр = Рвых/ ηобщ , где:

ηобщ = ηр п · ηред · ηм · ηп - общий КПД привода.

ηред – КПД редуктора.

ηред = ηцп2 · ηп3

По таблице 1.1 из [1]:

ηцп = 0,96…0,98; принимаем  ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

ηм = 0,98 – КПД муфты.

ηр п = 0,94…0,96 – ременная передача; принимаем ηр п = 0,95.

ηред = 0,972 · 0,993 = 0,91

ηобщ = 0,95 · 0,91 · 0,98 · 0,99 = 0,84

Рэ потр = 2 / 0,84 = 2,38 кВт.

Частота вращения вала электродвигателя:

nэ = nвых · Uр п · U1 · U2 , где:

Uр п – передаточное число ременной передачи;

U1 – передаточное число цилиндрической передачи (1 ступень);

U2 – передаточное число цилиндрической передачи (2 ступень).

По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:

Uр п = 3

U1 = 4;

U2 = 3.

nвых = 60v / (πDзв) = 60 · 0,05 / (3,14 · 0, 204) = 4,68 об/мин

Dзв = ztзв  / (π · 103) = 8 · 80 / (3,14 · 103) = 0,204 м

nэ = 4,68 · 3 · 4 · 3 = 168,5 об/мин

По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель серии 4А: 112МВ8: Р = 3 кВт; n = 700 об/мин.

Общее передаточное число привода:

Uобщ = Uр п · U1 · U2 = n / nвых = 700/4,68 = 149,6

Возьмем Uр п = 6, тогда:

Uред = Uобщ / Uр п = 149,6 / 6 = 24,93

По таблице 1.3 [1]:

U1 = Uред / U2 = 24,93 / 4,39 = 5,68

U2 = 0,88 = 0,88 = 4,39

Частота вращения валов:

nдв = n = 700 об/мин;

n1 = nдв / Uр п = 700 / 6 = 116,7 об/мин;

n2 = n1 / U1 = 116,7 / 5,68 = 20,55 об/мин;

n3 = nвых = 4,68 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 116,7 / 30 = 12,2 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 20,55 / 30 = 2,2 рад/с;

ω3= ωвых =  πn3 / 30 = 3,14 · 4,68 / 30 = 0,49 рад/с.

Вращающие моменты на валах:

Твых = Т3 = F4 Dзв / 2 = 40 · 103 · 0,204 / 2 = 4080 Н·м;

Т2 =  Т3 / (ηцп · U2) =  4080 / (0,97 · 4,39) = 958,1 Н·м;

Т1 =  Т2 / (ηцп · U1) =  958,1 / (0,97 · 5,68) = 173,9 Н·м.

Мощности на валах:

Р1 = Р · ηр п · ηп = 3 · 0,95 · 0,99 = 2,82 кВт;

Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 2,82 · 0,97 · 0,99 = 2,71 кВт;

Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 2,71 · 0,97 · 0,99 = 2,6 кВт;

Рвых = Р3 · ηм · ηп = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,52 кВт.

3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.

Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;

248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σт = 640 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1; 285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σт = 750 МПа; τ = 380 МПа.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:

[σ]F1 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]F2 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

[σ]H1max = 2,8 σт = 2,8 · 750 = 2100 МПа

[σ]H2max = 2,8 σт = 2,8 · 640 = 1792 МПа

[σ]F1max = 2,74 HBCP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа

[σ]F2max = 2,74 HBCP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа

Предел контакта на выносливость:

σH01 = 2HBCP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа

σH02 = 2HBCP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа

SH = 1,2 – коэффициент безопасности [2]

Коэффициент долговечности:

КНL1 = ;  КНL2 = ;

Базовое число циклов:

NH01 = 19,9 · 106;  NH02 = 16,6 · 106  [2]

Эквивалентное число циклов:

NHЕ1 = 60n1ctΣKHE = 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 =  5,8 · 106

NHЕ2 = 60n2ctΣKHE =  60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 106

c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.

Коэффициент эквивалентного числа циклов:

KHE = 0,13 – легкий режим работы [3].

Суммарный срок службы передачи:

tΣ = 356LКГ24КС = 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч

L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].

КГ = 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].

КС = 0,25 - коэффициент использования передачи в сутки [3].

КНL1 =  = 1,23;  КНL2 =  = 1,6

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]H1 = =  = 657 МПа

[σ]H2 =  =  = 756 МПа

Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H = [σ]H1 = 657 МПа.

4. Расчет первой ступени редуктора

Исходные данные: U1 = 5,68; Т2 = 958,1 Н·м; n2 = 20,55 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α1 = Кα(U1 + 1)  = 495 · (5,68 + 1)  = 199,2 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, [3].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α1 = 200 мм.

m = (0,01-0,02) α1 = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.

z1 = 2α1 / m(U1 + 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30

z2 = z1U1 = 30 · 5,68 = 170

d1 = m z1 = 2 · 30 = 60 мм

da1 = d1 + 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм

dt1 = d1 – 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм

d2 = m z2 = 2 · 170 = 340 мм

da2 = d2 + 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм

dt2 = d2 – 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм

b2 = ψва · α1 = 0,315 · 200 = 63 мм

b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное:  Ft1 = Ft2 = 2Т1 / d1 = 2  · 173,9 / 0,06 = 5797 H

радиальное:  Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H

[σF1] / уF1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 [1],   KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Тmax / Тном = 215 · 2,2 = 473 < [σFmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН = = = 595 МПа < [σ]Н=657 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 [2];  КНβ = 1 [2];   КНV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН ·  = 595 ·  = 882 МПа < [σ]Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V1 =  = 3,14 · 0,06 · 116,7 / 60  = 0,37 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].

5. Расчет второй ступени редуктора

Исходные данные: U2 = 4,39; Т3 = 4080 Н·м; n3 = 4,68 об/мин.

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α2 = Кα(U2 + 1)  = 495 · (4,39 + 1)  = 309 мм.

Кα = 495 – для прямозубых передач, [3].

КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α2 = 315 мм.

m = (0,01-0,02) α2 = 3,15-6,3 мм, принимаем m = 4 мм.

z1 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 315 / 4 · (4,39 + 1) = 29

z2 = z1U2 = 29 · 4,39 = 127

d1 = m z1 = 4 · 29 = 116 мм

da1 = d1 + 2m = 116 + 2 · 4 = 124 мм

dt1 = d1 – 2,5m = 116 – 2,5 · 4 = 106 мм

d2 = m z2 = 4 · 127 = 508 мм

da2 = d2 + 2m = 508 + 2 · 4 = 516 мм

dt2 = d2 – 2,5m = 508 – 2,5 · 4 = 498 мм

b2 = ψва · α2 = 0,315 · 315 = 100 мм

b1 = b2 + 5 = 100 + 5 = 105 мм

Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].

Усилия в зацеплении:

окружное:  Ft1 = Ft2 = 2Т2 / d1 = 2  · 958,1 / 0,116 = 16518 H

радиальное:  Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 16518 · tg 20° = 6012 H

[σF1] / уF1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки:

КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3

КFβ = 1,04 [1],   KFV = 1,25 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 16518 · 1,3 · 3,6 / 100 · 4 = 193 МПа<[σ]F2 = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σFmax = σF · Тmax / Тном = 193 · 2,2 = 424 < [σFmax] = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σН = = = 580 МПа < [σ]Н=657 МПа

КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

КНα = 1 [2];  КНβ = 1 [2];   КНV = 1,05 [2].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σmax = σН ·  = 580 ·  = 860 МПа < [σ]Hmax = 1792 МПа

Окружная скорость в зацеплении:

V2 =  = 3,14 · 0,116 · 20,55 / 60  = 0,12 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

Толщина стенок:

δ = 0,025α2 + 3 = 0,025 · 315 + 3 = 11 мм

δ1 = 0,02α2 + 3 = 0,02 · 315 + 3 = 9 мм

Принимаем: δ = δ1 = 11 мм

Толщина поясов стыка: b = b1 = 1,5δ = 1,5 · 11 = 16 мм

Толщина бобышки крепления на раму:

p = 2,35δ = 2,35 · 11 = 26 мм

Диаметры болтов:

d1 = 0,03α2 + 12 = 0,03 · 315 + 12 = 22 мм – М22

d2 = 0,75d1 = 0,75 · 22 = 16,5 мм – М16

d3 = 0,6d1 = 0,6 · 22 = 13,2 мм – М14

d4 = 0,5d1 = 0,5 · 22 = 11 мм – М12

7. Расчет ременной передачи

По номограмме 5.2 принимаем ремень типа Б. Минимально допустимый диаметр ведущего шкива находим из табл. 5.4. [1]

d1min = 125 мм

Принимаем: d1 = 125 мм

Диаметр ведомого шкива:

d2 = d1 · Uр п (1 – ε), где  ε = 0,015 – коэффициент скольжения.

d2 = 125 · 6 · (1 – 0,015) = 718,8 мм

Принимаем: d2 = 710 мм из стандартного ряда.

Фактическое передаточное число:

UФ = d2 / d1(1 – ε) = 710 / (125 · (1 – 0,015)) = 5,9

ΔU =  · 100% = 1,7% < 3%

Ориентировочное межосевое расстояние:

α ≥ 0,55(d1 + d2) + h(H),

где h(H) = 10,5 из [3]

α ≥ 0,55(125 + 710) + 10,5 = 470 мм

Расчетная длина ремня:

L = 2α + (d1 + d2) + (d2 - d1)2 / 4α =

= 2 · 470 + (125 + 710) + (710 - 125)2 / 4 · 470 = 2433 мм

Принимаем: L = 2500 мм.

Уточнение значения межосевого расстояния:

α = (2L - π(d1 + d2) + ) =

Страницы: 1, 2