Разработка привода ленточного транспортера
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии, условное обозначение 208 со следующими характеристиками: Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 210 со следующими характеристиками: Корпус… Читать ещё >
Разработка привода ленточного транспортера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
Курсовая работа по механике
Разработка привода ленточного транспортера
ХАНОВ РУСЛАН ФИРДАВИСОВИЧ
Редуктор — механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.
В настоящем проекте произведен расчет механического привода, состоящего из закрытой косозубой цилиндрической и цепной передач.
1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Потребляемая мощность электродвигателя
где
— КПД КПД зубчатой передачи;
— КПД цепной передачи;
— КПД муфты.
— КПД пары подшипников качения.
По таблице 1.1/1/
=0,97 =0,96 =0,98 =0,99
n=2 — число пар подшипников качения
кВт.
Частота вращения электродвигателя:
где — передаточное число зубчатой передачи.
— передаточное число цепной передачи;
По таблице 1.2/1/
=4
=3
По мощности и частоте вращения выбираем электродвигатель:
серия АИР160М8УЗ/727
асинхронная частота вращения об/мин.
мощность кВт
Определяем общее передаточное отношения привода
Разбиваем передаточное число привода по ступеням:
Принимаем
Угловые скорости и частоты вращения валов.
мин-1,
мин-1
мин-1
с-1
с-1
с-1
Крутящие моменты на валах.
Нм,
Нм,
Нм.
2. РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Р1=Рв/=7/0,96*0,99=7,37кВт По передаточному числу цепной передачи назначаем число зубьев малой звездочки
U=3,83; z1=23 (с. 286, /1/).
Определяем число зубьев большой звездочки
z2 = z1*u = 23*3,83= 88
а=40Рц
Вычисляем расчетную мощность передачи по формуле:
Рр = Р1 Кэ Кz Kn
где Р1 — мощность выходного вала, кВт;
Кэ — коэффициент эксплуатации;
Кz — коэффициент числа зубьев;
Kn — коэффициент частоты вращения.
Коэффициенты числа зубьев и частоты вращения вычисляем по формулам:
Кz =z01/z1=25/23=1,09
где z01 = 25,
n01 — базовая частота вращения малой звездочки.
Коэффициент эксплуатации вычисляем по формуле:
Кэ = Кд Ка Кн Крег Кс Креж,
где Кд — коэффициент динамической нагрузки;
Ка — коэффициент межосевого расстояния или длины цепи;
Кн — коэффициент наклона передачи к горизонту;
Крег — коэффициент способа регулировки натяжения цепи;
Кс — коэффициент смазки и загрязнения передачи;
Креж — коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток.
Принимаем Кд = 1, Ка = 1, Кн = 1, Крег = 1 Креж = 1(табл. 13.2, 13.3, /1/).
Кс=1,3
Коэффициент эксплуатации КЭ=1*1*1*1*1,3*1=1,3
РР=7,37*1,3*1,38*1,09=14,41кВт Выбираем приводную роликовую цепь типа ПР-31,75−88 500 (табл.13.4) с параметрами:
Рц=31,75 мм
Максимально возможная скорость движения цепи будет
м/с.
z1 — число зубьев малой звездочки;
— частота вращения ведущего вала, мин-1.
Для выбранной цепи определяем геометрические параметры.
Межосевое расстояние:
а=40*31,75=1270
Число звеньев цепи:
Lp = + + ,
где, а — межосевое расстояние, мм;
Рц — шаг цепи, мм;
z1 — число зубьев малой звездочки;
z2 — число зубьев большой звездочки.
Значение Lp округляем до целого четного числа Lp =138.
Для принятого значения Lp уточняем межосевое расстояние:
Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи. Поэтому расчетное межосевое расстояние уменьшаем на 3 мм, а = 1262 мм.
Диаметры делительных окружностей звездочек:
где Рц — шаг цепи, мм;
z — число зубьев звездочки Вычисляем полезную нагрузку цепной передачи:
Ft = ,
где P1 — мощность выходного вала, Вт;
v — скорость движения цепи, м/с.
Ft=7,37*1000/1,8=4094 Н.
Оценим возможность резонанса где q=2,1 кг/м Производим проверку работоспособности цепной передачи по критерию износостойкости шарниров цепи.
p = p,
где р — давление в шарнирах цепи, МПа;
Ft — полезная нагрузка цепной передачи, Н;
В — ширина втулки цепи, мм;
d — диаметр валика цепи, мм;
[p] - допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа.
[p] = [pо]/Кэ,
где [pо] = 29 МПа — допускаемое давление в шарнирах цепи при типовых условиях передачи (табл. 13.1, /1/).
[p] = 29/1,3 = 22,3 МПа;
Р=4094/27,46*9,55=15,6 МПа р=15,6МПа < 22,3 МПа=
Износостойкость шарниров цепи обеспечена.
3. РАСЧЕТ КОСОЗУБОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ
3.1 Выбор материала и определение допускаемого напряжения
В связи с нагрузкой привода выбираем для изготовления зубчатых колес Сталь 40Х. Она обладает достаточной технологичностью и является распространенной.
Для шестерни НВ=260…280 (термообработка, азотирование).
Для колеса НВ=260…280 (термообработка, улучшение).
Допускаемые напряжения изгиба при расчете на усталость
Где
3.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям
Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/
где Епр приведенный модуль упругости;
Епр = 2,1*105 МПа.
Т2 — крутящий момент на валу колеса;
Т2=TIII= Нм
u=5 передаточное число
Коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния (табл. 8.4 [2]);
= 0,4
— коэффициент ширины к диаметру
=1,06- коэффициент концентрации нагрузки;
По рисунку 8.15 /2/ находим:
=1,06
мм.
Принимаем стандартное значение межосевого расстояния (стр. 136/2/) а=125мм.
Ширина:
Принимаем m=2
назначаем угол наклона зубьев
Суммарное число зубьев:
Число зубьев шестерни:
Число зубьев колеса:
Принимаем z1=20, z2=102
Уточняем
.
Уточняемпо межосевому расстоянию
коэффициент осевого перекрытия
Делительные диаметры.
Шестерни:
Колеса:
Проверка межосевого расстояния:
3.3 Проверочный расчет передачи по контактным напряжениям
электродвигатель привод напряжение кинематический
По формуле 8.29/2/
Нмм.
Назначаем 9 степень прочности (по таблице 8.2)
по таблице 8,7
3.4 Проверочный расчет прочности зубьев на изгиб
F = [F],
где ZF — коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.
ZF = KF Y /,
где KF = 1,35 — дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);
Y = 1 — о/140= 1 — 12,6?/140 = 0,91.
— окружное усилие Приведенное число зубьев
Zv1 = Z1/ cos2 = 20/cos2 12,6? = 21
Zv2 = Z2/ cos2 = 102/cos2 12,6? = 107
YF1=4,1; YF2=3,75 (Рисунок 8.20, /1/.)
Вычисляем отношения
:
.
Рассчитываем по наименьшему отношению Прочность зубьев на изгиб обеспечена.
4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА
4.1 Проектный расчет вала
Тихоходный вал:
Мм
мм принимаем l1=60мм
мм
мм
мм
l3=98мм — определяется графический на эскизной компоновке
мм
l4=B+c=20+1,6=21,6 мм
Быстроходный вал:
мм
мм принимаем l1=40мм
мм
мм
мм
l3=98мм — определяется графический на эскизной компоновке
мм
l4=B+c=18+1.6=19.6мм
Зазор между вращающимися деталями и внутренней стенкой корпуса.
По формуле 3.5/1/
L = 2•a = 2•125 = 250 мм.
Принимаем, а = 9 мм.
Расстояние между колесом и днищем редуктором.
.
lст=(1,1…1,5)d=66…90
4.2 Определение реакций в опорах валов
Тихоходный вал
В горизонтальной плоскости:
Проверка:
— 3523,8+4619−2446+2321,8=0
Сечение «А»
Сечение"В"
В вертикальной плоскости:
Проверка:
;
— 45,2−1360+1405,2=0;
Сечение «А»
Сечение «В» Нм
Определение суммарных изгибающих моментов
Сечение «B»
Сечение «A»
Быстроходный вал
В горизонтальной плоскости
Проверка:
— 2742,9+4100−1132−225,1=0
В вертикальной плоскости:
Проверка:
;
606,6−1529+922,4=0;
4.3 Проверочный расчет вала
Запас усталостной прочности в опасных сечениях
s = [s] = 1,5,
где s = - запас сопротивления усталости только по изгибу;
s = - запас сопротивления усталости только по кручению.
В этих формулах:
-1 и -1 — пределы выносливости материала вала, МПа;
а и а — амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;
m и m — постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;
и — коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;
К и К — эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;
Кd — масштабный фактор;
КF — фактор шероховатости.
Назначаем материал вала:
Сталь 40, В = 700 МПа.
-1 = (0,4… 0,5) В = 280…350 МПа. Принимаем -1 = 300 МПа.
-1 = (0,2… 0,3) В = 140…210 МПа. Принимаем -1 = 150 МПа.
Принимаем = 0,1 и = 0,05 (с. 264, /1/), Кd = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и КF = 1 (рис. 15.6, /1/).
Сечение В:
d = 50 мм, М = 201*103 Н*мм, Т = 485 000 Н*мм.
Принимаем К = 2,4 и К = 1,8 (табл. 15.1, /1/).
Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.
Сечение С:
d = 60 мм, М = 224 000 Н*мм, Т = 485 000 Н*мм.
Принимаем К = 1,7 и К = 1,4 (табл. 15.1, /1/).
Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.
5. ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ
5.1 Выбор подшипника для тихоходного вала
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии, условное обозначение 210 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника, d = 50 мм;
Наружный диаметр подшипника, D =90 мм;
Ширина подшипника, B = 20 мм;
Фаска подшипника, r = 2 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 35,1 кН
Статическая грузоподъемность: Со =19,8кН
Расчет подшипника по статической грузоподъемности
Определяем ресурс подшипника
n=145,4об/мин
p=3
a1=1 — коэффициент надежности
a2=0.75 — коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
Находим отношение
По таблице16.5 /2/ находим параметр осевой нагрузки: е = 0,26
При коэффициенте вращения V=1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
Находим отношение:
По таблице 16.5 /2/:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
Коэффициент осевой силы Y = 0
Находим эквивалентную динамическую нагрузку:
Рr = (Х.V.Fr + Y.Fa). К. Кб (формула 16.29/2/)
По рекомендации к формуле 16.29 /2/:
К = 1 — температурный коэффициент;
Кб = 1,4 — коэффициент безопасности;
Рr = 1*3794*1.*1,4 = 5311,6Н
5.2 Выбор подшипника для быстроходного вала
Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по для тихоходного вала шариковые радиальные однорядные подшипники тяжелой серии, условное обозначение 208 со следующими характеристиками:
Внутренний диаметр подшипника, d = 40 мм;
Наружный диаметр подшипника, D =80 мм;
Ширина подшипника, B = 18 мм;
Фаска подшипника, r = 2 мм;
Динамическая грузоподъемность: Cr = 32 кН
Статическая грузоподъемность: Со =17,8кН
Расчет подшипника по статической грузоподъемности
Определяем ресурс подшипника
n=335 об/мин
p=3
a1=1 — коэффициент надежности
a2=0.75 — коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации
Pr = XVFrx Кб x Кт(16.29 [2])
Для чего находим суммарную радиальную реакцию в опоре А:
При коэффициенте вращения V = 1 (вращение внутреннего кольца подшипника)
При этом по табл. 16.5 [2]:
Коэффициент радиальной силы Х = 1
По рекомендации к формуле 16.29 [2]:
К = 1 — температурный коэффициент;
Кб = 1,4 — коэффициент безопасности;
Рr = 1×1×2894×1,4×1 = 4051Н
6. ПОДБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК
По ГОСТ 23 360−78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.
Диаметр вала под колесо dк = 60 мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 18×11×50.
Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
где = 110 МПа — допускаемое напряжение.
Для скругленных торцов
Условие прочности выполняется.
Подбираем шпонку на выходной конец тихоходного вала под звездочку
Диаметр вала под колесо dк = 45 мм;
Выбираем шпонку в х h x l = 14×9×60.
Проверяем длину шпонки из условия прочности на смятие
где = 110 МПа — допускаемое напряжение.
Для скругленных торцов
Условие прочности выполняется.
7. РАСЧЕТ ЭЛЕМЕНТОВ КОРПУСА
Для удобства сборки корпус выполнен разъемным. Плоскости разъемов проходят через оси валов и располагаются параллельно плоскости основания.
Для соединения нижней, верхней частей корпуса и крышки редуктора по всему контуру разъема выполнены специальные фланцы, которые объединены с приливами и бобышками для подшипников. Размеры корпуса редуктора определяются числом и размерами размещенных в нем деталей и их расположением в пространстве.
К корпусным деталям относятся прежде всего корпус и крышка редуктора, т. е. детали, обеспечивающие правильное взаимное расположение опор валов и воспринимающие основные силы, действующие в зацеплениях.
Корпус и крышка редуктора обычно имеют довольно сложную форму, поэтому их получают методом литья или методом сварки (при единичном или мелкосерийном производстве).
8. СМАЗКА РЕДУКТОРА
В настоящее время в машиностроении широко применяют картерную систему смазки при окружной скорости колес от 0,3 до 12,5 м/с. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри деталей.
Выбор сорта смазки
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло, чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла.
Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружности скорости колес.
Окружная скорость колес ведомого вала у нас определена ранее: V2 = 0,7 м/сек. Контактное напряжение определена [н] = 694 МПа.
Теперь по окружности и контактному напряжению из табл.8.1 /4/ выбираем масло И-Г-А-46.
Предельно допустимые уровни погружения колес цилиндрического редуктора в масляную ванну:
Наименьшую глубину принято считать равной 6 модулям зацепления от дна корпуса редуктора.
Наибольшая допустимая глубина погружения зависит от окружной скорости колеса. Чем медленнее вращается колесо, тем на большую глубину оно может быть погружено.
6m? hM? 2/3d2
Определяем уровень масла от дна корпуса редуктора:
h = в0 + hм =10 + 35 = 45 мм
в0 — расстояние от наружного диаметра колеса до дна корпуса
в0? 6 х m? 6×2? 12 мм
Объем масляной ванны
мм3
Объем масляной ванны составил? 1,3 л.
Способ контроля уровня смазки зубчатых колес
Для контроля уровня масла в корпусе необходимо установить жезловый маслоуказатель.
Также в нижней части корпуса редуктора предусмотрено отверстие с пробкой для слива отработанного масла, а на крышке редуктора — отдушина для снятия давления в корпусе, появляющегося от нагрева масла и воздуха при длительной работе. Отдушину можно также использовать в качестве пробки, закрывающей отверстие для заливки масла.
Подшипники смазывают тем же маслом, что и детали передач. Другое масло применяют лишь в ответственных изделиях.
При картерной смазке колес подшипники качения смазываются брызгами масла. При окружности вращения колес V > 1 м/с брызгами масла покрываются все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и стенок корпуса масло попадает в подшипники.
Так как смазка жидкая, для предохранения от ее вытекания из подшипниковых узлов, а так же для их защиты от попадания извне пыли, грязи и влаги торцовые крышки установим с жировыми канавками, которые заполним густой консистентной смазкой.
ЗАКЛЮЧЕНИЕ
Операции по сборке узла ведомого вала осуществляют в следующем порядке:
1. установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;
2. установка цилиндрического колеса;
3. установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;
4. укладка вала в бобышки нижнего корпуса;
5. установка и крепление верхнего корпуса;
6. установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);
7. установка шпонки в паз на выходной конец вала.
БИБЛИОГРАФИЯ
1. Иванов М. Н. Детали машин. Высшая школа, М.:Высш. шк., 2010.-383 с.
2. Дунаев П. Ф., Леликов. О. П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 2006.-465 с.
3. Феодосьев В. И. Сопротивление материалов. М., 2009.-263 с.
4. Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В. Г. Сорокина, М., Машиностроение, 009.-412с.