Курсовая работа: Проектирование привода цепного конвейера
Курсовая работа: Проектирование привода цепного 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 второй ступени редуктора.
5. Расчет первой ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышки
редуктора.
7. Проектный расчет валов, подбор
подшипников.
8. Расчет тихоходного вала и расчет
подшипников для него.
9. Расчет промежуточного вала и
расчет подшипников для него.
10. Расчет быстроходного вала и
расчет подшипников для него.
11. Расчет тяговой звездочки.
12. Расчет приводного вала и расчет
подшипников для него.
13. Смазка
14. Проверка прочности шпоночных
соединений.
15. Выбор муфт
16. Сборка редуктора.
Список использованной литературы
Приложение: спецификация редуктора.
Вариант 12
Спроектировать привод
цепного сборочного конвейера, состоящий из электродвигателя фланцевого (1),
муфты (2), редуктора коническо-цилиндрического (3), муфты (4), звездочек
тяговых (5). Цепи по ГОСТ 588-64, тип ПВР. В одной из муфт предусмотреть
предохранительное устройство.
Техническая
характеристика привода:
Окружное усилие на
звездочке Р, кг: 260.
Скорость цепи конвейера V, м/с: 1,5.
Число зубьев звездочки z: 9.
Шаг цепи t, мм:
100.
Ресурс tΣ, ч:
48000.
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 цепного сборочного конвейера. В состав данного привода входят:
1.Электродвигатель
фланцевый.
2.Муфта.
3.Редуктор
коническо-цилиндрический.
4.Муфта.
5.Звездочки
тяговые.
Рассмотрим
более подробно составные части привода. Вращательное движение от
электродвигателя через муфту передается на быстроходный вал редуктора. Кроме
передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность вала
двигателя и быстроходного вала редуктора. В качестве электродвигателя широкое
применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное
изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Коническо-цилиндрический
редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при
этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению.
Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Еще
одна муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к
приводному валу цепного сборочного конвейера. Кроме передачи вращательного
движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и
приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство
для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
Звездочки
тяговые установлены на приводном валу и приводят в движение цепи по ГОСТ
588-64, тип ПВР.
2.
Выбор
электродвигателя и кинематический расчет
Изобразим кинематическую
схему привода на рис. 1. Расчет ведем по [1].
Рис.1
Потребляемая мощность
привода:
Рвых = Ft · V = 2,6 · 103 · 1,5 = 3,9 кВт.
Требуемая мощность
двигателя:
Рэ потр = Рвых/
ηобщ , где:
ηобщ = ηред · ηм2 · ηп - общий
КПД привода.
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп · ηкп · ηп3
По таблице 1.1 из [1]:
ηцп = 0,96…0,98; принимаем ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической
передачи;
ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 – КПД закрытой конической
передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηм = 0,98 – КПД муфты.
ηред = 0,97 · 0,96 · 0,993 =
0,9
ηобщ = 0,9 · 0,982 · 0,99 =
0,86
Рэ потр = 3,9/
0,86 = 4,53 кВт.
Частота вращения вала
электродвигателя:
nэ = nвых · U1 · U2 , где:
U1 – передаточное число конической передачи;
U2 – передаточное число цилиндрической передачи.
По таблице 1.2 из [1]
примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
U1 = 2;
U2 = 3.
nвых = 60v / (πDзв) = 60 ·
1,5 / (3,14 · 0, 287) = 99,9 об/мин
Dзв = zpзв / (π
· 103) = 9 · 100 / (3,14 · 103) = 0,287 м
nэ = 99,9 · 2 · 3 = 599,4 об/мин
По таблице 24.8 [1]
выбираем электродвигатель 132М8: Р = 5,5 кВт;
n = 720 об/мин.
Общее передаточное число
привода:
Uобщ = Uред = n /
nвых = 720/99,9 = 7,2
По таблице 1.3 [1]:
U1 = Uред / U2 = 7,2 / 2,95 = 2,44
U2 = 1,1 = 1,1 = 2,95
Частота вращения валов:
n1 = n =
720 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 720 / 2,44 = 295,1 об/мин;
n3 = nвых = 99,9 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 720 / 30 = 75,4 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 295,1 / 30 = 30,9 рад/с;
ω3=
ωвых = πn3
/ 30 = 3,14 · 99,9 / 30 = 10,5 рад/с.
Вращающие моменты на
валах:
Твых = Т3
= Ft Dзв / 2 = 2,6 · 103 · 0,287 /
2 = 373 Н·м;
Т2 = Т3
/ (ηцп · U2) = 373 / (0,97 · 2,95) = 130,4 Н·м;
Т1 = Т2
/ (ηкп · U1) = 130,4 / (0,96 · 2,44) = 55,7 Н·м.
Мощности на валах:
Р1 = Р · ηм · ηп = 5,5 ·
0,98 · 0,99 = 5,34 кВт;
Р2 = Р1
· ηкп · ηп = 5,34 · 0,96 · 0,99 = 5,08 кВт;
Р3 = Р2
· ηцп · ηп = 5,08 · 0,97 · 0,99 = 4,88 кВт;
Рвых = Р4
· ηм · ηп = 4,88 ·
0,98 · 0,99 = 4,73 кВт.
3. Выбор
материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [1]
выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь
45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2;
σв = 780 МПа; σт = 540 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь
45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1;
285,5 НВСР1;
σв = 890 МПа; σт = 650 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные
напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2
[1]:
[σ]H1 = 1,8HBCP1 + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа
[σ]H2 = 1,8HBCP2 + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа
[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 · 650 = 1820 МПа
[σ]H2max = 2,8
σт = 2,8 · 540 = 1512 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
Для дальнейших расчетов
принимаем: [σ]H = [σ]H2 = 514 МПа.
4. Расчет
второй ступени редуктора
Исходные данные: U2 = 2,95; Т3 = 373 Н·м; n3 = 99,9 об/мин.
αw2 ≥ Кα(U2 + 1) = 4950 · (2,95 + 1) = 0,15642 м
Кα = 4950
– для прямозубых передач [1].
КНβ = 1 –
при постоянной нагрузке [1].
ψd = 0,5 ψα(U2 + 1) = 0,5 · 0,25 (2,95 + 1) = 0,49
Принимаем: ψα = 0,25 [1].
ТНЕ2 = КНД
Т3 – эквивалентный момент на колесе, где:
КНД = КНЕ
≤ 1
Коэффициент
эквивалентности:
КНЕ = 0,56
(таблица 2.4 [1])
NHG = (HBcp)3 = 248,53 =
1,53 · 107 – базовое число циклов нагружений.
КНД = 0,56 ·
= 0,78
ТНЕ2 = 0,78 ·
373 = 291 Н·м.
Принимаем межосевое
расстояние по стандартному ряду: αw2 = 160 мм.
Предварительные основные
размеры колеса:
d2 = 2 αw2 U2 / (U2 + 1) = 2 · 160 · 2,95 / (2,95 + 1) = 239 мм – делительный диаметр
b2 = ψα αw2 = 0,25 ·
160 = 40 мм
Модуль передачи:
m ≥ = = 0,002 м
Km = 6,6 – для прямозубых колес [1].
ТFЕ2 = КFД Т3 – эквивалентный момент на колесе, где:
КFД = КFЕ ≤ 1
Коэффициент
эквивалентности:
КFЕ = 0,68 (таблица 2.4 [1])
NFG = 4 · 106 – базовое число
циклов нагружений.
КFД = 0,68 · =
1
ТFЕ2 = 1 · 373 = 373 Н·м.
Принимаем m = 2 мм.
Суммарное число зубьев:
zΣ = 2 αw2 / m = 2
· 160 / 2 = 160
Число зубьев шестерни и
колеса:
z1 = zΣ / (U2 + 1) = 160 / (2,95 + 1) = 40
z2 = zΣ - z1 = 160 – 40 = 120
Фактическое передаточное
число:
U2ф = z2 / z1 = 120/40 = 3
Отклонение от заданного
передаточного числа: 1,6% < 4%
Делительные диаметры:
d1 = m z1 = 2 · 40 = 80 мм
d2 = 2 αw2 - d1= 2 · 160 - 80 = 240 мм
Диаметры окружности
вершин и впадин зубьев:
da1 = d1 + 2(1 + х1 – у)m = 80 + 2 · 2 = 84 мм
df1 = d1 – 2(1,25 – х1)m = 80 – 2,5 · 2 = 75 мм
da2 = d2 + 2(1 + х2 –у)m = 240 + 2 · 2 = 244 мм
df2 = d2 – 2(1,25 – х2)m = 240 – 2,5 · 2 = 235 мм
x1 = x2 = 0; y = -(αw2
– α)/m = -(160 – 160)/2 = 0 – коэффициент
воспринимаемого смещения.
α = 0,5m(z2 + z1) = 0,5 · 2 (120 + 40) = 160 –
делительное межосевое расстояние
Размеры заготовок колес:
Dзаг = da2 + 6 = 244 + 6 = 250 мм > Dпред = 125 мм
Сзаг = 0,5b2 = 0,5 · 40 = 20 мм
Sзаг = 8m = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колеса
на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
Dпред = 315 мм
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2
= 2Т3 / d2 = 2 · 373 / 0,24 = 3108 H
радиальное: Fr1 = Fr2
= Ft1 · tgα = 3108 · tg 20° = 1131 H
Расчетное напряжение
изгиба в зубьях колеса:
σF2 = FtЕ
· КFα · КFβ · KFV · Yβ · YF2 / b2 · m ≤ [σ]F2
в зубьях шестерни:
σF1 = σF2
YF1 / YF2
≤ [σ]F1
КFα = 1 – для прямозубых колес. [1]
КFβ = 1 – при постоянной нагрузке. [1]
Окружная скорость в
зацеплении:
V = = 3,14 · 0,24 · 99,9 / 60 = 1,3 м/с
Назначим 9 степень
точности изготовления зубьев, табл. 2.5 [1].
KFV = 1,13 – коэффициент динамической
нагрузки, табл. 2.7 [1].
Yβ = 1 - β°/140 = 1
Коэффициент формы зуба: YF1 = 3,7, YF2
= 3,6, табл. 2.8 [1].
FtЕ = КFД
Ft = 3108 Н – эквивалентная окружная
сила.
σF2 = 3108 · 1 · 1 · 1,13 · 1 · 3,6 / 0,04 · 0,002 = 158
МПа ≤ [σ]F2 = 256 МПа
σF1 = 158 · 3,7 / 3,6 = 162 ≤ [σ]F1 = 294 МПа
Условие выполняется.
Проверочный расчет зубьев
по контактному напряжению:
σН2 =
КН = 3,2 · 105
– для прямозубых колес [1]
КНα = 1;
КНβ = 1 [1]; КНV = 1,05 табл. 2.9 [1].
σН2 = = 465 МПа ≤ [σ]Н = 514 МПа
Условие выполняется.
5. Расчет
первой ступени редуктора
Исходные данные: U1 = 2,44; Т2 = 130,4 Н·м; n2 = 295,1 об/мин.
Диаметр внешней
делительной окружности колеса [1]:
de2 ≥ 1,75 · 104 = 1,75 · 104 = 0,224 м
νН = 0,85
– для прямозубых колес [1].
КНβ = КНβ0
= 1,9 - табл. 2.3 [1].
Ψd = 0,166 = 0,166 = 0,44
ТНЕ2 = КНД
Т2 = 0,78 · 130,4 = 101,7 Н·м
Угол делительного конуса
колеса:
δ2 = arctg(U1) = arctg
2,44 = 67,7º; sinδ2 = sin 67,7 = 0,93
Конусное расстояние:
Re = de2
/ 2sin(δ2) = 224 / 2 · 0,93 = 120,4 мм
Ширина зубчатого венца
шестерни и колеса:
b = 0,285Re = 0,285 · 120,4 = 34,3 мм
Внешний торцовый модуль:
me ≥
KFβ = KFβ0(1 - Х) + Х = 1,67 (1 – 0,5) + 1 = 1,835
KFβ0 = 1,67 – табл. 2.6 [1].
X = 0,5 [1].
vF = 0,85 – для прямозубых колес,
ТFЕ2 = КFД Т2 = 1 · 130,4 = 130,4 Н·м
me = = 0,002 м
Число зубьев колеса и
шестерни:
z2 = de2
/ me = 224 / 2 = 112
z1 = z2 / U1 = 112 / 2,44 = 46
Фактическое передаточное
число:
U1ф = z2 / z1 = 112/46 = 2,43
Отклонение от заданного
передаточного числа: 0,4% < 4%
Определим окончательные
размеры колес.
Углы делительных конусов
колеса и шестерни.
δ2 = arctg(U1) =
arctg 2,43 = 67,6º; δ1 = 90º - δ2 = 22,4º
cos δ2 = cos 67,6º = 0,38; cos δ1 = cos 22,4º = 0,92; sin δ1
= ; sin 22,4° = 0,38.
Делительные диаметры:
de1 =
me z1 = 2 · 46 = 92 мм;
de2 =
me z2 = 2 · 112 = 224 мм.
Внешние диаметры:
dae1 =
de1 + 2(1 + Xe1) me cosδ1 = 92
+ 2(1+0,22) 2 · 0,92 = 96,5 мм
dae2 =
de2 + 2(1 + Xe2) me cosδ2 =
224 + 2(1 – 0,22) 2 · 0,38 = 225,2 мм
Xe1 = 0,22; Xe2
= - Xe1 = -0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.10 [1].
Размеры заготовок колес:
Dзаг = dе2 + 2m + 6
= 224 + 2 · 2 + 6 = 234 мм > Dпред = 125 мм
Sзаг = 8me = 8 · 2 = 16 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колеса
на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с Dпред = 315 мм
Силы в зацеплении:
Ft = = = 1358 H – окружная сила в зацеплении.
dm2
= 0,857 de2 = 0,857 · 224 = 192 мм
Fr1
= Fa2 = Ft · tgα · cos δ1 = 1358 ·
tg 20º · 0,92 = 455 H
Fa1
= Fr2 = Ft · tgα · sin δ1 = 1358 ·
tg 20º · 0,38 = 188 H
Напряжения изгиба в
зубьях колеса.
σF2 = 1,17YF2 KFβ KFv ≤ [σ]F2
Напряжения изгиба в
зубьях шестерни.
σF1 = σF2 YF1 / YF2
≤ [σ]F1
KFβ = 1,835
Окружная скорость в
зацеплении:
V = = 3,14 · 0,192 · 295,1 / 60 = 2,97
м/с
KFv = 1,5 – табл. 2.7 [1].
Эквивалентные числа
зубьев:
zv2 = z2 / cos δ2 = 112 / 0,38 = 294,7
zv1 = z1 / cos δ1 = 46 / 0,92 = 50
YF1 =
3,57, YF2 = 3,62 – табл. 2.8
[1].
σF2 = 1,17 · 3,62 1,835 · 1,5 = 232 МПа ≤ [σ]F2 = 256 МПа
σF1 = 232 · 3,57 /
3,62 = 229 МПа ≤ [σ]F1 = 294 МПа
Условие выполняется.
Расчетное контактное
напряжение:
σН = 1,9
· 106 ≤ [σ]H,
КНv = 1,2 – табл. 2.9 [1].
Страницы: 1, 2
|