Привод шаровой мельницы

Федеральное агентство по образованию Государственное Образовательное Учреждение Высшего Профессионального Образования

" Сибирский Государственный Технологический Университет"

Факультет химических технологий Кафедра «Прикладная механика»

Пояснительная записка Привод шаровой мельницы Красноярск 2010

Задание на проектирование № 2, вариант 7

Спроектировать привод шаровой мельницы.

1 — Электродвигатель

2 — Муфта

3 — Одноступенчатый цилиндрический редуктор

4 — Открытая зубчатая цилиндрическая передача

5 — Шаровая мельница

Реферат

Расчет привода шаровой мельницы начинается с кинематического расчета привода и по его результатам выбирается типовой электродвигатель. Далее производится расчет закрытой зубчатой передачи (редуктора) с последующим выбором материала для изготовления зубчатых колес. Определяем допускаемое значение контактных напряжений изгиба, а также силовые параметры передачи.

Расчет валов привода включает в себя проектный и проверочный расчет валов с последующей эскизной компоновкой редуктора.

Заключительный этап расчета привода — выбор и расчет шпонок, подшипников и смазки зубчатого зацепления.

Пояснительная записка содержит 30 листов текста, 6 рисунков, 6 таблиц.

I. Назначение и область применения разрабатываемого изделия

II. Техническая характеристика

III. Описание и обоснование выбранной конструкции

IV. Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

1. Кинематический расчет привода пластинчатого транспортёра

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

3. Расчет открытой зубчатой передачи

4. Ориентировочный расчет валов

5. Конструктивные размеры зубчатого колеса

6. Предварительный подбор подшипников

7. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

8. Эскизная компоновка редуктора

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, экономичность, техническая эстетика. Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.

Проектирование — это разработка общей конструкции изделия.

Конструирование — это дальнейшая разработка всех вопросов, решение которых необходимо для воплощения принципиальной схемы в реальную конструкцию.

Правила проектирования, и оформления конструкторской документации стандартизированы. ГОСТ устанавливает следующие стадии разработки конструкторской документации на изделия всех отраслей промышленности и этапы выполнения работ: техническое задание, техническое предложение (при курсовом проектировании не разрабатывается), эскизный проект, технический проект, рабочая документация.

Техническое задание на курсовую работу содержит общие сведения о назначении и разработке создаваемой конструкции, предъявляемые к ней эксплуатационные требования, режим работы, ее основные характеристики.

Эскизный проект разрабатывается обычно в одном или нескольких вариантах и сопровождается обстоятельным расчетным анализом, в результате которого выбирается оптимальный вариант для последующей разработки.

Технический проект охватывает подробную конструктивную разработку всех элементов оптимального эскизного варианта с внесением необходимых поправок и изменений, рекомендованных при утверждении эскизного проекта.

Рабочая документация — заключительная стадия конструирования, включает в себя создание конструкторской документации необходимой для изготовления всех деталей. В современных машинах привод является наиболее ответственным механизмом, через который передается силовой поток с соответствующим преобразованием его параметров. В связи с этим надежность работы машины, увеличение срока ее службы, возможности уменьшения габаритов и массы определяются качеством привода. Проектирование же приводов различных машин является важной инженерной задачей.

I. Назначение и область применения проектируемого привода

Устройство, приводящее в движение машину или механизм, называется приводом.

Привод состоит из источника энергии, передаточного механизма и аппаратуры управления. Под передачами понимают механизмы, служащие для передачи механической энергии на расстоянии, как правило, с преобразованием скоростей и моментов, иногда с преобразованием видов и законов движения. Основными функциями передаточных механизмов являются: передача и преобразование движения, изменение с различными исполнительными органами данной машины, пуск, остановка и реверсирование движения.

Эти функции должны выполняться безотказно с заданными степенью точности и производительностью в течение определенного промежутка времени. При этом механизм должен иметь минимальные габариты, быть экономичным и безопасным в эксплуатации. Данный прибор шаровой мельницы цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора, фланговой муфты.

Редукторами называют механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенных в отдельный корпус и предназначенных для понижения угловой скорости выходного вала. В зависимости от числа пар звеньев в зацеплении (чисто ступней), редукторы общего назначения бывают одно-, двух-, и трехступенчатыми.

По расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, пересекающимися и перекрывающимися осями входного и выходного валов.

Устройства, предназначенные для соединения валов и передачи вращающего момента без изменения его направления, называются муфтами.

Наряду с кинематической и силовой связью отдельных частей машины, муфты выполняют ряд других функций: обеспечение работы соединяемых валов при смещениях, обусловленных неточностями монтажа или деформации деталей; улучшение динамических характеристик привода, т. е. смягчение при работе толчков и ударов; регулирование передаваемого момента в зависимости от угловой скорости.

II. ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА Двигатель: синхронный, трехфазного тока, тип 4АМ132L4У3, исполнение закрытое обдуваемое, мощность- 7,5 кВт, частота вращения вала -1460 мин ^-1, диаметр выходного конца вала 38,5 мм.

Редуктор:

Одноступенчатый цилиндрический горизонтальный, прямозубый, межосевое расстояние 180 мм, передаточное число, подшипники — радиальные однорядные.

Открытая передача:

Цилиндрическая прямозубая передача, межосевое расстояние передачи-125 мм., передаточное число U=2

Муфта.

III. ОПИСАНИЕ И ОБОСНОВАНИЕ ВЫБРАННОЙ КОНСТРУКЦИИ

Согласно заданию, полученному для расчета, привод включает в себя цилиндрический прямозубый редуктор, также для передачи вращающего момента с выходного вала на вал винтового питателя в привод включаем муфту (МУВП).

Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Зубчатые колеса — прямозубые, редуктор — горизонтальный. Валы редуктора монтируются на подшипниках качения.

Муфту в заданном расчете выбирают стандартную — МУВП, в зависимости от диаметра выходного конца вала.

IV. Расчеты, подтверждающие работоспособность привода

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя Схема привода

1 — Электродвигатель

2 — Муфта

3 — Редуктор

4 — Открытая зубчатая цилиндрическая передача Задачи кинематического расчета

— подобрать электродвигатель по номинальной мощности и частоте вращения ведущего вала;

— определить общее передаточное число привода и его ступеней;

— определить мощность — Р, частоту вращения — n, угловую скорость — и вращающий момент — Т на каждом валу.

Данные для расчета

1. Мощность на рабочем валу Р_треб.=11,1;

2. Частота вращения рабочего вала n_общ..=0,88

Условия расчета Для устойчивой работы привода необходимо соблюдение условий: номинальная (расчетная) мощность электродвигателя должна быть меньше или равна мощности стандартного электродвигателя.

Р_треб Р_дв (кВт) .

Допускаемое отклонение:

Р_треб Р_дв на 5%

Р_треб Р_дв до 10%

Расчет привода Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От его мощности и частоты вращения вала зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машин и его привода. Определяем общий коэффициент полезного действия привода по формуле:

=, (1.1)

где = 0,99-КПД пары подшипников;

=0,96-КПД зубчатой передачи;

=0,93-КПД открытой зубчатой передачи.

=

Определяем требуемую (номинальную) мощность двигателя Р_треб:

Р_треб.= (кВт), (1.2)

где Р — мощность на ведомом валу двигателя, кВт;

— общий КПД привода.

Р_треб.=11,1 кВт Для расчета выбираем асинхронный двигатель серии 4АМ с номинальной мощностью Р_дв= 11 кВт. Выбран двигатель: 4АМ132L4У3 с номинальной частотой вращения n=n₁=1460 мин ^-1. Определение передаточного числа привода и его составляющих: Передаточное число привода определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя к частоте вращения приводного вала рабочей машины и равно произведению передаточных чисел редуктора и открытой зубчатой передачи.

U =n_дв/n_вых = 1460/190=7,68 кВт ^-1

Значение передаточного числа цилиндрического редуктора выбираем из номинального ряда передаточных чисел предусмотренных ГОСТ 2185– — 66

Принимаем значение передаточного числа редуктора U_ред=3

Зная U_ред вычисляем передаточное число открытой зубчатой передачи.

U_озп= U/ U_ред = 7.68 /4=2,56

Определение силовых и кинематических параметров привода Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах исходя из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_двиг. и его требуемой частоты вращения n_треб. Определяем мощность на каждом валу привода:

Р₁= Р_двиг

Р= Р₁

Р₃= Р₂

Определяем частоту вращения каждого вала:

n₁= n_двиг.=

n₂ = =;

n₃

Определяем угловые скорости каждого вала:

щ₁=с;

щ₂=;

щ₃=с^-1.

Определяем вращающие моменты на каждом валу:

Т;

Т;

Т.

Результаты расчетов сводим в таблицу 1.1

Таблица 1.1 — Силовые и кинематические параметры привода

Заключение

: Анализ силовых и кинематических расчетных параметров, приведенных в таблице 1.1 показывает, что проектируемый привод обеспечивает значение заданных выходных параметров, Р_вых. и n_вых. соответствующих техническому заданию.

2. Расчет закрытой прямозубой цилиндрической передачи

Схема привода.

Задачи расчета.

— выбор материалов и вида термообработки зубчатых колес передачи;

— определение геометрических параметров передачи;

— определение сил в зацеплении;

— выполнение проверочного расчета по критериям работоспособности.

Данные для расчета Исходными данными для расчета являются силовые и кинематические параметры передачи, приведенные в таблице 3.

Таблица 2.1 — Силовые и кинематические параметры редуктора

Условия расчета Надежная работа закрытой зубчатой передачи обеспечена при соблюдении условий прочности по контактным напряжениям и напряжениям изгиба.

,

где и — соответственно расчетные контактные и изгибные напряжений проектируемой передачи;

и — соответственно допускаемые контактное и изгибное напряжения материалов колес.

Допускаемая недогрузка передачи — не более 10% и перегрузка до 5%.

Расчет зубчатой передачи В условиях индивидуального и мелкосерийного производства, предусмотренного техническими заданиями на курсовое проектирование, в малои средненагруженных передачах, а также в открытых передачах применяют зубчатые колеса с твердостью стали 350 НВ. При этом обеспечивается чистовое нарезание зубьев после термообработки, высокая точность изготовления и хорошая прирабатываемость зубьев.

Для увеличения нагрузочной способности передачи, уменьшения ее габаритов твердость шестерни НВ₁ назначается больше твердости колеса НВ₂

НВ₁= НВ₂+(20−50) (2.1)

Выбор материалов для изготовления зубчатых колес.

Так как мощность привода меньше 10 кВт, то по рекомендациям выбираем для изготовления зубчатых колес редуктора стальные зубчатые колеса с твердостью 350НВ (НВ 350). Принимаем материал: для колеса — сталь 40Х, термообработка — улучшение, твердость сердцевины — 235НВ, твердость на поверхности — 261НВ.

НВ_ср.=(235+261)/2=248

Для шестерни — 40Х, термообработка — улучшение, твердость сердцевины — 268НВ, твердость на поверхности — 302НВ.

НВ_ср.=(268+302)/2=285

НВ₁=285> НВ₂=248 на 37 единиц, т. е. условие (2.1) выполняется.

Определение допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба .

Определяем величину допускаемых напряжений в зависимости от твердости:

=1,8НВ_ср+67Н/мм² (2.2)

Учитывая, что срок службы привода 6 лет, принимаем коэффициент долговечности К_НL=1, получаем:

= К_НL;

= К_НL.

В качестве расчетных допускаемых напряжений принимаем:

(2.3)

=0,45(580+514)=493Н/мм²

Определяем допускаемое напряжение изгиба в зависимости от НВ_ср

=1,03НВ_ср (2.4)

Учитывая, что срок службы привода 6 лет, принимаем коэффициент долговечности К_FL=1, тогда:

;

.

Определяем межосевое расстояние редуктора

a= K, (2.5)

где K= 49,5 вспомогательный коэффициент для прямозубой передачи;

— коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния равен 0,2.

K — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба, равен 1,0;

Т — крутящий момент на колесе, равен 272;

U_ред=4;

=493Н/мм²

a=

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636–69 и окончательно принимаем a=140.

Определяем нормальный модуль зацепления.

m=(0,010,02) a=(0,010,02)140=1,42,8

Принимаем стандартное значение 2,5 мм.

Определяем число зубьев шестерни z₁.

z₁=

z₂= z₁

Уточняем передаточное число:

Рисунок 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления

Определяем геометрические параметры шестерни и колеса: делительный диаметр:

диаметр окружности вершин зубьев:

диаметр окружности впадин зубьев:

ширина венца колеса:

ширина венца шестерни:

Уточнение межосевого расстояния:

=

Данные сводим в таблицу геометрических параметров передачи.

Таблица 2.2-Геометрические параметры зубчатого зацепления.

Определяем окружную скорость колес:

Определение силовых параметров зацепления: На рисунке 2.3 изображена схема сил в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.

Рисунок 2.3 — Схема сил в зацеплении цилиндрической зубчатой передачи.

В полюсе зацепления цилиндрических зубчатых колёс действуют силы:

Окружная:

Радиальная:

Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям, .

Определение контактного напряжения по формуле:

(2.6)

где Kвспомогательный коэффициент. Для прямозубых передач К=436; K=1,09-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K=1-коэффициент, учитывающий неравномерное распределения нагрузки по длине контактной линии зуба; K=1,15-коэффициент, учитывающий влияние динамической нагрузки.

;

Недогрузка в пределах допускаемой.

Проверочный расчет передачи по напряжениям изгиба,

(2.7)

(2.8)

где K=1,1-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями; K=0,9-коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии зуба; К=1,06-коэффициент, учитывающий влияние динамичной нагрузки; - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона зуба; -коэффициент формы зуба, принимается по эквивалентному числу зубьев.

(2.9)

для шестерни

для колеса

Берем значения:

Подставляем числовые данные в формулы (2.7) и (2.8), получаем:

56,4<294; 53,3<256

Условия (2.7) и (2.8) выполняются.

Заключение

: результаты проверочных расчетов по контактным напряжениям и напряжениям изгиба показывают, что полученные геометрические параметры редуктора удовлетворяют заданным.

3. Расчет открытой зубчатой передачи Выбираем материал для зубчатых колес Так как передача открытая и размеры ее не ограничен, принимаем для шестерни Сталь 45 улучшенную до средней твердости 208 НВ, для колеса также принимаем Сталь 45, улучшенную до средней твердости 186 НВ.

Допускаемые напряжения изгиба, МПа

(3.1)

где — предел выносливости зубьев при изгибе при базовом числе циклов перемены напряжений; - коэффициент долговечности, для открытых передач из-за повышенного износа принимают =1; - коэффициент, учитывающий влияние шлифования поверхности зубьев, для зубьев с нешлифованной переходной поверхностью зуба =1; - коэффициент, учитывающий влияние упрочнения деформационного и электрохимического, при отсутствии деформационного и электрохимического упрочнения =1; - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки, при одностороннем приложении нагрузки =1; - коэффициент безопасности.

Так как Сталь 45, то =1,8 НВ и =1,76, следовательно, предел выносливости для шестерни:

=1,8*208=376 МПа;

для колеса =1,8*186=335 МПа;

тогда

Принимаем число зубьев шестерни согласно рекомендациям, габариты передачи неограниченны, z₁=20, тогда число зубьев колеса:

z₂= z₁

Определяем коэффициент формы зубьев.

для шестерни

для колеса

Сравнительная оценка прочности шестерни и колеса на изгибе для шестерни

для колеса

Так как-то следует вести расчет колеса как более слабого звена.

Предварительно выбираем: коэффициент венца колеса при консольном расположении зубчатых колес =1,0; коэффициент неравномерности нагрузки =1,04.

Определяем модуль зацепления по прочностной характеристике шестерни.

(3.2)

где Ткрутящим момент на валу шестерни Нм,

— коэффициент, учитывающий уменьшения момента сопротивления опасного сечения зуба из-за износа, причем =1,25, так как привод шаровой мельницы работает без значительных динамических нагрузок и степень износа не ограничена.

Тогда модуль звеньев передачи равен:

Принимаем стандартное значение модуля по СТ СЕВ 310−76 из 1-ого ряда: m=4мм.

Определяем диаметры делительных окружностей, мм

d=mz

для шестерни

для колеса

Определяем межосевое расстояние передачи

(3.4)

Полученное значение округляем до ближайшего значения ГОСТ 6636–69 и окончательно принимаем =170

Корректируем числа зубьев шестерни и колеса:

привод электродвигатель транспортер шпонка

Z₂=z_?-z₁=85−28=57

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение составляет до 4%.

Определяем основные геометрические размеры шестерни и колеса:

диаметры делительных окружностей, мм:

d=mz (3.5)

шестерня ;

колесо

диаметры окружностей вершин зубьев, мм:

d_a=d+2m (3.6)

шестерня d_a1=112+8=120мм;

колесо d_a2=228+12=240мм;

диаметры окружностей впадин зубьев, мм:

d_f=d-2,5m (3.7)

шестерня d_f1=112−2,5*4=102мм;

колесо d_f2=228−2,5*4=218мм;

ширина венца, мм:

колесо

шестерня

Определяем окружную скорость зубчатых колес.

(3.8)

где

Вычисление силы, действующей в зацеплении:

окружная сила (3.9)

где

радиальная сила (3.10)

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

Определяем расчетные напряжения изгиба в основании зубьев как шестерни, так и колеса, потому что при относительно меньшей прочности сечения зуба шестерни он длиннее зуба колеса. Следовательно, сравнить прочность зубьев шестерни и колеса сразу сложно.

(3.11)

гдекоэффициент напряжения изгиба, =1;

— коэффициент динамической нагрузки, =1,06;

b-длинна зубь, м;

m-модуль зацепления, м;

Для шестерни

=

для колеса Сравниваем с допускаемым напряжениям:

Условия выполняются.

4. Ориентировочный расчет валов Редукторные валы испытывают два основных вида деформаций-изгиб и кручение. Кручение на валах возникает под действием вращающих моментов от двигателя и рабочей машины. Изгиб валов вызывается радиальной осевой силой в зубчатом зацеплении закрытой передачи.

Задача расчета Определить диаметры выходных концов валов, диаметры валов под подшипниками и под зубчатыми колесами.

Данные для расчета Вращающий момент на ведущем валу Т₁=49Нм;

на ведомом валу Т₂=203,33Нм;

Условия расчета Расчет ведем по допускаемым напряжениям кручения, а действие изгиба учитываем их понижением.

Расчет валов Ведущий вал Определяем диаметр выходного конца вала по формуле:

(4.1)

где

Получаем:

Полученные значения увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636–69

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр буртика для упора подшипника:

Ведомый вал Определяем диаметр выходного конца вала:

Полученное значение увеличиваем на 10%, учитывая ослабление сечения шпоночным пазом:

Принимаем ближайшее большее значение по ГОСТ 6636–69

Диаметр вала под подшипником:

Диаметр вала под колесом:

Диаметр буртика для упора колеса:

Рисунок 4.1 — Ведущий вал — шестерня Рисунок 4.2 — Ведомый вал

5. Конструктивные размеры зубчатого колеса Рисунок 5.1-Зубчатое колесо Определяем размер ступицы:

диаметр ступицы:

принимаем

длина ступицы:

принимаем

Толщина обода колеса:

Толщина диска колес:

Диаметр центровой окружности облегчающих отверстий в диске:

принимаем D=90мм.

Диаметр облегчающих отверстий в диске:

принимаем 4 отверстия с диаметром

6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора Корпус и крышка редуктора изготавливаем литым из чугуна. Основные размеры приведены в таблице 6.1.

Таблица 6.1-основные размеры элементов корпуса редуктора из чугуна.

Необходимо разработать смотровой люк. Его делают прямоугольной или круглой формы. Люк закрывают крышкой.

Отверстие под жезловый маслоуказатель и сливную пробку располагают на одной стороне корпуса. Нижняя кромка сливного отверстия должна быть на уровне днища, которое выполняется с уклоном 1−2 градуса в сторону отверстия.

Для герметизации подшипниковых узлов, осевой фиксации подшипников и восприятие осевых нагрузок служат крышки. Они изготовлены из чугуна СЧ15 врезные.

Наружный диаметр крышек подшипников D равен наружным диаметрам соответствующих подшипников.

7. Предварительный подбор подшипников Задача расчета Подобрать подшипники качения для ведущего и ведомого валов цилиндрического одноступенчатого косозубого редуктора.

Данные для расчета Диаметры валов под подшипники: ведущего ведомого угловые скорости, частота вращения

Силе в полюсе замещения: окружная F_t=1400Н; радиальная F_r=509,6Н. Нагрузка нереверсивная, спокойная.

Условия расчета На первом этапе подшипники выбираем по диаметру вала, характеру нагрузки, частоте вращения вала, по условиям работы.

Подбор подшипников Выбор типа подшипника зависит от целого ряда факторов, которые приведены в данных для расчета. Пользуясь рекомендациями, приведенными в таблице, принимаем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии 207 для ведущего вала и легкой серии 110 для ведомого вала. Параметры подшипников приведены в таблице 7.1.

Таблица 7.1-Характеристика подшипников.

Где d — внутренний диаметр подшипника;

D — наружный диаметр подшипника;

В — ширина подшипника;

С — динамическая грузоподъемность;

С₀ — статистическая грузоподъемность.

8. Эскизная компоновка редуктора Компоновку редуктора выполняем в масштабе 1:1. По середине миллиметровке проводятся две параллельные линии на межосевом расстоянии друг от друга. Вычерчиваем зубчатую пару в соответствии с геометрическими параметрами. Расстояние между торцами шестерни и колеса и внутренней стенкой корпуса принимаем f=10мм. Расстояние между зубьями колес и внутренней стенкой принимаем равным 1,5f=15мм.

Вычерчиваем подшипники ведущего и ведомого валов. Так как устанавливаются межеудерживающие кольца, то расстояние от торца подшипников В принимаем по таблице 7.1. Измеряем расстояние l-между центром радиальных подшипников и центром зубчатых колес: l=47мм.

Наша эскизная компоновка выполнена на миллиметровку.