Привод к скребковому транспортеру

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ ФГОУ ВПО ЧЕЛЯБИНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АГРОИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ Факультет Электрификации и автоматизации сельскохозяйственного производства Кафедра Детали машин

КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод к скребковому транспортеру

Студент М. С. Вайсенбург Группа 301

Челябинск 2009

Исходные данные.

Тяговая сила F, 3,2 кН Скорость тяговой цепи v, 0,5 м/с Шаг тяговой цепи р, 80 мм Число зубьев звездочки z7

Допустимое отклонение скорости цепи д, 4%

Срок службы привода L_r, 5 лет Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2: 1-двигатель; 2 — клиноременная передача; 3 — редуктор; 4 — упругая муфта с торообразной оболочкой; 5 — ведущая звездочка конвейера; 6 — тяговая цепь.

Введение

В машиностроении находят широкое применение редукторы, механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы, служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом, вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.

1. Рассчитаем срок службы приводного устройства Срок службы (ресурс) L_h, ч, определяем по формуле где L_r — срок службы привода, лет; t_c — продолжительность смены, ч; L_c — число смен; Кс — коэффициент сменного использования, Определяем ресурс привода при двухсменной работе с продолжительностью смены 8 часов.

ч Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.

ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 23*10³ ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определяем мощность и частоту вращения двигателя Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Определяем требуемую мощность рабочей машины кВт где F — тяговая сила цепи, кН, v — скорость тяговой цепи м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

где з_рп — КПД ременной передачи; з_зп — КПД зубчатой передачи; з_м — КПД муфты; з_п — КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: з_рп — 0,96; з_зп — 0,97; з_м — 0,98; з_п — 0,99;

Находим требуемую мощность электродвигателя.

кВт Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Р_ном = 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

2.2 Определяем передаточное число привода и его ступеней Находим частоту вращения приводного вала м/с где: v — скорость тяговой цепи м/с; z — число зубьев ведущей звездочки; р — шаг тяговой цепи, мм.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным u_зп=4

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-за большого передаточного числа всего, привода;

б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общего назначения из-за большой металлоемкости;

в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения.

об/мин Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв

об/мин отсюда фактическое передаточное число привода передаточное число цепной передачи

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Р_ном = 2,2 кВт, n_ном = 950 об/мин); передаточные числа: привода u = 18, редуктора u_зп = 4, цепной передачи u_оп = 4,5

2.3 Определим силовые кинематические параметры (двигателя), привода Рассчитаем мощность при Р_дв = 1,81 кВт Быстроходный вал редуктора.

кВт Тихоходный вал редуктора.

кВт Вал рабочей машины.

кВт где Р_рм — мощность рабочей машины Рассчитаем частоту вращения при n_ном = 950 об/мин Быстроходный вал редуктора.

об/мин Тихоходный вал редуктора.

об/мин Вал рабочей машины.

об/мин Рассчитаем угловую скорость Вал двигателя

1/с Быстроходный вал редуктора.

1/с Тихоходный вал редуктора.

1/с Вал рабочей машины.

1/с Рассчитаем вращающий момент Вал двигателя

Н*м Быстроходный вал редуктора.

Н*м Тихоходный вал редуктора.

Н*м Вал рабочей машины.

Н*м Таблица. Силовые и кинематические параметры привода

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимых напряжений

3.1 Выбираем материал зубчатой передачи а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

— для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка — улучшение и закалка ТВЧ, D_пред = 200 мм S_пред = 125 мм; твердостью 48…53HRC_Эl, (460…515 НВ₂)

— для колеса берем сталь 40ХН, термообработка — улучшение, D_пред = 315 мм S_пред = 200 мм; твердостью 235…262 НВ₂,

б)Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

для шестерни

HB1_cp = (НВ_min — НВ_max)/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.

для колеса

HB_2cp = (НВ_min — НВ_max)/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.

3.2 Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете на контактную прочность для шестерни для колеса

3.3 Действительные числа циклов перемены напряжений

— для колеса

— для шестерни где: n₂ — частота вращения колеса, мин^-1; L_h — время работы передачи ч; u — передаточное число ступени.

3.4 Определяем коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям где: N_HG — базовое число циклов; N — действительное значение.

— для шестерни

— для колеса

3.5 Определяем число циклов перемены напряжений

— для шестерни

— для колеса

3.6 Определяем допустимое контактное напряжение соответствующее числу циклов перемены напряжений

— для шестерни

— для колеса

3.7 Определяем допускаемое контактное напряжение

— для шестерни Н/мм²

Н/мм²

Так как

то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднему допускаемому контактному напряжению:

Н/мм²

При этом условии

Н/мм²

соблюдается

3.8 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса а) Рассчитываем коэффициент долговечности K_FL.

где N_FO — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_FO=4*10⁶ для обоих колес.

— для шестерни

— для колеса

Так как N₁>N_F01 и N₂>N_FО2, то коэффициенты долговечности K_FL1 =1,и K_FL2 = l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0:

— для шестерни:

в предположении, что m<3мм;

— для колеса:

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

— для шестерни

— для колеса Таблица Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

4.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм где К_нв — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_нв = 1;

и_Н — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес и_Н = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров

4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса для колеса для шестерни

4.3 Определяем внешнее конусное расстояние R_e, мм мм

4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса где ш_е = 0,285 — коэффициент ширины венца.

Округлить до целого числа по ряду R_a 40.

b=42

4.5 Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес где K_Fв — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fв =l;

— коэффициент вида конических колес. Для прямозубых.

4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни для колеса для шестерни

4.7 Определяем фактическое передаточное число проверяем его отклонение от заданного u.

%

4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестерни и колеса для колеса для шестерни

4.9 Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни НВ_1ср — НВ_2ср = 487,5−248,5=239

Так как

239> 100,

То х₁=х₂ = 0.

4.10 Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм Делительный диаметр шестерни Делительный диаметр колеса Вершины зубьев шестерни Вершины зубьев колеса Впадины зубьев шестерни Впадины зубьев колеса

4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни и колеса:

для шестерни для колеса Проверочный расчет

4.12 Проверяем пригодность заготовок колес Условие пригодности заготовок колес:

Диаметр заготовки шестерни мм Размер заготовки колеса Соответствует.

4.13 Проверим контактные напряжения где F_t — окружная сила в зацеплении, Н равная

К_Нб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; К_Нб = 1

K_Hv — коэффициент динамической нагрузки. Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес м/с, и степени точности передачи

443,72?514,3

4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса напряжения изгиба зубьев шестерни напряжения изгиба зубьев колеса где: K_Fб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес K_Fб = l; K_Fv — коэффициент динамической нагрузки; Y_Fl и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Х_в -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Х_в = l;

4.15 Составляем табличный ответ

5. Расчет клиноременной передачи Выбираем сечение ремня при Р_ном = 2,2кВт n_ном = 950 об/мин Выбираем участок, А Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива d_min, мм. при Т_двиг = 18,20 Н*м

d_мин = 90 мм Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива

d₁ = 100 мм.

Определяем диаметр ведомого шкива d₂, мм:

где u — передаточное число открытой передачи; е — коэффициент скольжения е = 0.01…0,02.

Определяем фактическое передаточное число u_ф

проверяем его отклонение от заданного

условия соблюдаются.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

где h — высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

мм Определяем расчетную длину ремня l мм:

Выбираем длину ремня l=1600 мм Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

для облегчения надевания ремня на шкив

для натяжения ремней Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива б₁ град:

соответствует Определяем скорость ремня v, м/с:

м/с где [v] - допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

Определяем частоту пробегов ремня U, с^-1:

с^-1

U? 30

Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем где — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С — поправочные коэффициенты.

С_р = 1 (спокойная), С_б = 0,89, С_l = 0,95, С_z = 0,95, =0,72,

Определим количество клиновых ремней

шт Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

Н Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней F_t, H:

Н Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь Н

Ведомая ветвь Н

Определим силу давления на вал F_on, H:

Н

Проверочный расчет

Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

а) у₁ — напряжение растяжения Н/мм²

Н/мм²

б) у_и — напряжение изгиба Н/мм²

где Е_и =80…100 — модуль упругости при изгибе прорезиненных ремней

Н/мм²

в) у_v — напряжение центробежных сил Н/мм²

Н/мм²

С = 1250…1400 кг/мм³

г) [у]_р — допустимое напряжение растяжения Н/мм²

[у]_р = 10 Н/мм²

Полученные данные занесем в таблицу

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач Коническая с круговым зубом.

Определяем силы в зацеплении а) окружная на колесе окружная на шестерне б) радиальная на шестерне

y_r — коэффициент радиальной силы радиальная на колесе в) осевая на шестерне

y_а — коэффициент осевой силы осевая на колесе

7. Расчет валов

7.1 Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытой передачи где =10…20 Н/мм², М_к — крутящий момент равный вращающему моменту на валу. М_к = Т₁ или Т₂ соответственно Вал редуктора быстроходный Вал редуктора тихоходный Вал редуктора быстроходный

под шестерню

Вал редуктора тихоходный

под полумуфту

7.2 Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки и отверстием и подшипник для быстроходной t = 2,5, для тихоходной t = 2,8

— для вала шестерни быстроходной

— для колеса тихоходного Для быстроходного Для тихоходного

7.3 Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо Для быстроходного

7.4 Рассчитаем четвертую ступень под подшипник Для быстроходного

l₄ = B l₄ = 100

Для тихоходного

l₄ = T l₄ = 20

8. Предварительный выбор подшипников

312 d = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых

7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 б= 14 для роликовых и конических подшипников

9. Определение размеров муфты Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20 884–82

d₁ = d = 45 D = 250

l_ци = 84 l_ци = 270

В = 0,25 D = 0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

д = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15

D₀ = 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150

dст = 1.55d = 69.75

Список используемой литературы

1 Чернавский С. А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976, 1984.

2 Решетов Д. Н. Детали машин — М.: Машиностроение, 1989. — 496 с.

3 Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991.