Рассчитать и сконструировать привод

Содержание

• Задание: Рассчитать и сконструировать привод ленточного транспортера
• Исходные данные
• Скорость транспортера: V = 1,25 м/с
• Окружное усилие: Ft = 3,1 кН
• Диаметр барабана: Dб = 220 мм
• Срок службы: L = 7 лет
• График нагрузки: Ксут=0,3, Кгод=0,
• Содержание
• Введение
• 1. Назначение и описание работы привода
• 2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода
  • 2. 1. Кинематический анализ схемы привода
  • 2. 2. Коэффициент полезного действия привода
  • 2. 3. Выбор электродвигателя
  • 2. 4. Угловые скорости и моменты на валах привода
• 3. Расчет передач привода
  • 3. 1. Расчет клиноременной передачи
  • 3. 2. Расчет зубчатой передачи
• 4. Расчет валов редуктора
  • 4. 1. Ведущий вал
  • 4. 2. Выходной вал
• 5. Выбор и проверочный расчет муфты
• 6. Назначение типа и класса точности подшипников
• 7. Выбор способа смазывания передач редуктора и подшипников
• Средняя вязкость масла
• 8. Расчет элементов корпуса и зубчатых колес
• 9. Компоновочная схема редуктора
• 10. Определение сил, действующих на валы и опоры
  • 10. 1. Схема действия сил
  • 10. 2. Ведущий вал
  • 10. 3. Ведомый вал
• 11. Расчет подшипников качения на долговечность
  • 11. 1. Быстроходный вал
  • 11. 2. Тихоходный вал
• 12. Расчет шпоночных соединений
  • 12. 1. Выбор шпонок
  • 12. 2. Расчет прочности шпонок
• 13. Расчет валов на выносливость
  • 13. 1. Ведущий вал
  • 13. 2. Ведомый вал
• 14. Посадки деталей редуктора
• 15. Сборка редуктора
• Список использованной литературы

Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по срав-нению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых рас-пространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэто-му грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обуче-нии знаний на практике.

1. Назначение и описание работы привода

В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспор-тера, подобрать электродвигатель, клиноременную передачу, муфту, для усло-вий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редук-тора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены эле-менты передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством ременной передачи. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан с барабаном ленточного транспортера. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. По-этому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет не-значительным.

2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1. Кинематический анализ схемы привода

Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, односту-пенчатого редуктора с косозубой цилиндрической передачей и жестко компен-сирующей муфтой. В процессе передачи мощности имеют место потери, свя-занные с преодолением сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощно-сти, развиваемой двигателем, на величину потерь.

2.2. Коэффициент полезного действия привода

Согласно табл. 1.1 [1, с. 5] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности: в клиноременной передаче: ηк.п. = 0,940,96; принимаем ηк.п. = 0,95;

в зубчатой передаче ηз.к. = 0,960,98; принимаем ηз.к. = 0,96;

в подшипниках качения ηп = 0,99;

в муфте ηм = 0,98;

В приводе имеется одна клиноременная передача, одна зубчатая, одна муфта и 6 подшипниковых опор, поэтому в соответствии с формулой

.

Определяем общий КПД привода:

= 0,96 * 0,993 * 0,98 * 0,95 = 0,87.

2.3. Выбор электродвигателя

Мощность на валу барабана определяется по формуле

= 3,1 * 1,25 = 3,88 кВт, где Ft окружное усилие, кН;

V скорость транспортера, м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

Рэ.тр.= Рв / = 3,88 / 0,87 = 4,46 кВт,

Угловая скорость барабана:

= 2 * 1,25 / 0,22 = 11,36 рад/с

Частота вращения барабана:

= 30*11,36/3,14 = 109 мин-1

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспорте-ра с полной загрузкой.

Пусковая требуемая мощность:

Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 4,46 * 1,3 = 5,8 кВт

По табл. П1

приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН за-крытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1500 об/мин 4АН112М4 со следующими параметрами: номинальная мощность Рном = 5,5 кВт; скольжение s = 3,7%, отношение Рп/Рном = 2. Рпуск = 2*5,5 = 11 кВт. Это больше расчетного значения пусковой мощности, значит данный двигатель обеспечит старт меха-низма при полной его нагрузке.

Номинальная частота вращения двигателя:

.

где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

n частота вращения, мин-1;

s потери на скольжение, %;

nдв = 1500* ((100−3,7)/100) = 1445 мин-1.

2.4. Угловые скорости и моменты на валах привода

Передаточное отношение редуктора:

i = nдв/nб = 1445/109 = 13,26 .

Передаточное отношение зубчатой передачи принимаем предварительно равным i2 = 5, тогда на клиноременной передаче передаточное отношение будет равно

i1 = i / i 2 = 13,26/5 = 2,65.

Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:

nдв= 1445 мин-1

= 3,14*1445 / 30 = 151,24 рад/с

Момент на валу двигателя:

, где Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;

угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

TI = 4,46 *1000 / 151,24 = 29,49*103 Нмм

Момент, угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

ТII = ТI * i 1 * ηк.п.* ηп.

где i1 передаточное отношение клиноременной передачи;

ηк.п. КПД клиноременной передачи;

ηп. КПД подшипниковой пары;

ТII = 29,49*103 * 2,65*0,95*0,99 = 73,5*103 Нмм.

= 151,24/2,65 = 57,07 рад/с.

= 1445/2,65 = 545,28 мин-1

Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:

ТIII = ТII * i з.п. * ηз.п. .* ηп. = 73,5*103 * 5 * 0,96 *0,99 = 349,27 *103 Нмм

=11,36 рад/с.

Момент на валу барабана:

ТIV = ТIII * ηм.* ηп. = 349,27*103 * 0,98 *0,99 = 338,86 *103 Нмм

=11,36 рад/с.

Итоги кинематического расчета сводим в таблицу 1:

Таблица 1

Результат кинематического расчета привода

I II III IV

Частота вращения n, мин-1 1445 545,28 109 109

Угловая скорость , рад/с 151,24 57,07 11,36 11,36

Крутящий момент, x103 Нмм 29,49 73,5 349,27 338,86

Примечание: Индекс I относится к валу электродвигателя, II входному валу редуктора, III выходному валу редуктора, IV валу конвейера.

3. Расчет передач привода

3.1. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр = 4,62 кВт; час-тота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв = 1445 мин-1; передаточное от-ношение iк.п. = 2,65; скольжение ремня  = 0,015.

По номограмме на рис. 7.3 [1, с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.

Диаметр меньшего шкива определяем по формуле

d1 = 34 = (34) = 93 125 мм

Согласно табл. 7.8 [1, с. 132] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения, А не должен быть менее 100 мм, принимаем d1 = 125 мм.

Диаметр большего шкива определяем по формуле

d2 = d1i (1-)

d2 = 125 * 2,65 * (1−0,015) = 326,281 мм

Принимаем стандартное значение диаметра d2 = 325 мм, тогда передаточ-ное отношение на клиноременной передаче составит

iк.п. = = 325/(125*(1−0,015)) = 2,64

При этом угловая скорость вала В будет равна

II = дв/ iк.п. = 151,24 / 2,64 = 57,29 рад/с

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:

(57,29−57,07)/57,29 *100 = 0,384%

При допускаемом расхождении ±3%. Следовательно диаметры шкивов d1 = 125 мм и d2 = 325 мм можно принять окончательно.

Межосевое расстояние принимаем в интервале, определенном по форму-ле:

amin = 0,55 (d1+d2) + T0;

amax = d1+d2, где Т0 высота сечения ремня, принятая в соответствии с табл. 7.7 [1, с. 131] 8 мм.

amin = 0,55 (125+325) + 8 = 255,5 мм ;

amax = 125+325 = 450 мм,

Принимаем предварительно близкое значение ар = 500 мм.

Расчетная длина ремня по формуле (7.7) [1].

L = 2ap + 0,5(d1+d2) + (d2 d1)2/4a =

=2*500 + 0,5*3,14* (125+325) + (325−125)2/(4*500) = 1726,5 мм.

Ближайшее значение по стандарту (табл. 7.7) L = 1800 мм.

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L.

где w = 0,5(d1+d2) = 0,5*3,14 * (125+ 325) = 706,5 мм;

у = (d2-d1)2 = (325−125)2 = 4*104 мм.

ар = 0,25*((1800−706,5) +) = 537 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 1800 = 18 мм для облегчения надева-ния ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L = 0,025* 1800 = 45 мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28 [1, с. 130]

1 = 180° - 57((d2-d1)/ap) = 180 57*((325−125)/537) = 159°

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации пере-дачи, по табл. 7.10 [1, с. 136]: для привода к ленточному конвейеру при одно-сменной работе Ср = 1,0.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 [1, с. 135]: для ремня сечения A при длине L = 1800 мм коэффициент CL = l, 01.

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: при 1 = 159° коэф-фициент С = 0,95.

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Сz = 0,95.

Число ремней в передаче рассчитывается по формуле где P0 мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт. [1, табл. 7.8]; для ремня сечения A при длине L = 1800 мм, работе на шкиве d1 = 125 мм и i < 3 мощность P0 = 2,13 кВт;

z = 4,62*1/(2,13*1,01*0,95*0,95) = 2,38

Принимаем z = 3.

Натяжение ветви клинового ремня определяется по формуле где v = 0,5двd1= 0,5*151,24 * 125*10−3 = 9,45 м/c скорость ремня

 коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.

Для ремня сечения, А коэффициент  = 0,1

Тогда

F0 = (850*4,62*1*1,01) / (3*9,45*0,95) + 0,1*9,452 = 156,20 Н

Давление на валы по формуле (7.31) [1]

=2 * 156,2 * 3 sin 79,5° = 921,5 H

Ширина шкивов Вш по табл. 7.12 [1]:

Вш = (z — 1) е + 2f = (3 — 1)*15 + 2*10 = 50 мм.