Расчет привода скребкового транспортера
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Мм Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда… Читать ещё >
Расчет привода скребкового транспортера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
1. Кинематический и силовой расчет привода
1.1 Кинематическая схема привода
Рисунок 1.1 — Кинематическая схема привода скребкового транспортера.
1, 2, 3 — обозначение валов привода;
1- асинхронный трехфазный электродвигатель;
2- упругая втулочно-пальцевая муфта;
3- горизонтальный одноступенчатый редуктор с косозубыми цилиндрическими колесами; плоскоременная передача.
1.2 Выбор электродвигателя Определим необходимую мощность электродвигателя по формуле: (1.1)
;
где — мощность на валу электродвигателя;
= 3.6 кВт — заданная мощность на выходном валу привода;
= 0,98 — коэффициент полезного действия цилиндрической зубчатой передачи в закрытом корпусе (с. 5, таблица 1.1);
= 0.98 — коэффициент полезного действия передачи (с. 5, таблица 1.1).
= 3.7 кВт Учитывая, что возможен запуск в загруженном состоянии, выбираем электродвигатель с повышенным пусковым моментом (с. 390, Приложение П1):
Электродвигатель 4А112МВ6:
4 кВт — номинальная мощность электродвигателя;
1000 об/мин — синхронная частота вращения вала электродвигателя;
S = 5,1% - скольжение;
2 — отношение величины пускового и номинального вращающих моментов.
1.3 Выбор передаточных чисел ступеней привода Требуемое передаточное число выбираем по формуле:
; (1.2)
где uпередаточное число привода;
— асинхронная частота вращения вала, выбранного электродвигателя:
(1.3)
где 1000 об/мин — синхронная частота вращения вала электродвигателя (см. п. 1.2);
S = 5.1% - скольжение (см. п. 1.2).
1000 — 5.1 10 = 949 об/мин.
100 об/мин — заданная частота вращения ведомого вала привода,
= 9.5
Принимаем по ГОСТ 2185–66 (с.36):
передаточное число зубчатой передачи 2
тогда для ременной передачи принимаем передаточное число
(1.4)
= 4.75 принимаем 5
Фактическое передаточное число привода
(1.5)
Погрешность в процентах составляет
(1.6)
1.4 Расчет основных параметров привода Мощность на валах (см. п. 1.2):
4 кВт; (1.7)
кВт; (1.8)
кВт. (1.9)
Частота вращения на валах:
949 об/мин; (1.10)
об/мин; (1.11)
об/мин. (1.12)
Угловая скорость на валах:
рад/с; (1.13)
рад/с; (1.14)
рад/с. (1.15)
Вращающий момент на валах:
; (1.16)
; (1.17)
. (1.18)
Результаты расчетов сводим в таблицу.
Таблица 1.1- Характеристики привода
Наименование показателя | Обозначение | Единица измерения | Номер вала | |||
Мощность | кВт | 3.9 | 3.8 | |||
Частота вращения | об/мин | 474.5 | 94.5 | |||
Угловая скорость | рад/с | 99.3 | 49.6 | 9.8 | ||
Вращающий момент | 40.2 | 78.6 | 387.7 | |||
2. Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений
2.1 Выбор материалов и термической обработки зубчатых колёс Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (с. 34, таблица 3.3)
Таблица 2.1- Механические свойства сталей, выбранных для изготовления зубчатых колес.
Марка стали | Диаметр заготовки мм | Твердость НВ | Термообработка | ||
Шестерня | 40Х | До 120 мм | улучшение | ||
Колесо | Сталь 45 | Свыше 120 мм | улучшение | ||
2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле (с. 33, формула 3.9):
(2.1)
где = 2НВ + 70- предел контактной выносливости при базовом числе циклов (с. 34, таблица 3.2)
для шестерни 2HB + 70 = 22· 270 + 70 = 610 Н/
для колеса 2HB + 70 = 22· 200 + 70 = 470 Н/
KHL=1 — коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной работе редуктора (2 года, в 2 смены) (с.33);
— козффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали (с.33).
для шестерни МПа для колеса = 427.3 МПа Расчетное допускаемое напряжение определяем по формуле (с. 35, формула 3.10):
(2.2)
Проверим выполнение условия:
как правило =
2.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба Допускаемых напряжений изгиба определяем по формуле (с. 43, формула 3.24):
(2.3)
где =1,8НВ — предел выносливости при отнулевом цикле изгиба (с. 44, 45 таблица 3.9)
для шестерни =1,8НВ = 1.8· 270 = 486 МПа для колеса =1,8НВ= 1.8· 200 = 360 МПа
— коэффициент безопасности (с.43),
где 1,75 (для улучшенной стали) — коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес (с. 44, 45 таблица 3.9);
1 (штамповка) — коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатых колес.
для шестерниМПа
для колеса М
3. Проектный расчет зубчатой передачи
3.1 Определение межосевого расстояния Межосевое расстояние передачи определяем из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев по формуле (
(3.1)
где — межосевое расстояние;
= 43 — для косозубых передач (;
2 — передаточное число зубчатой передачи (п. 1.3);
786 Нм — вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п. 1.4);
1,25 — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (;
= 441.8 МПа — расчетное допускаемое контактное напряжение (п. 2.2);
0,5 — коэффициент ширины зубчатого венца (.
=81.4 мм Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66 (:
80 мм.
3.2 Нормальный модуль зацепления Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:
(3.2)
Принимаем по ГОСТ 9563– — 60 (1
3.3 Число зубьев шестерни и колеса Число зубьев шестерни (:
(3.3)
= 80 мм — принятое стандартное значение межосевого расстояния;
2 — передаточное число зубчатой передачи (п. 1.3);
1 — принятое значение нормального модуля зацепления (п. 3.2).
= 52,5
Округляем до целого числа. Принимаем 53
Число зубьев колеса
(3.4)
Принимаем 106
3.4 Основные геометрические размеры шестерни и колеса
— делительный диаметр шестерни;
— делительный диаметр колеса;
— диаметр вершин шестерни;
— диаметр вершин колеса;
— диаметр впадин шестерни;
— диаметр впадин колеса;
— делительный угол профиля или угол профиля исходного контура;
= - межосевое расстояние.
Рисунок 3.1 — Геометрия зубчатого эвольвентного зацепления.
Делительный диаметр шестерни
(3.5)
делительный диаметр колеса
(3.6)
Проверка:
Сравниваем с выбранным по ГОСТу.
диаметр вершин шестерни
(3.7)
диаметр вершин колеса
(3.8)
диаметр впадин шестерни
(3.9)
диаметр впадин колеса
(3.10)
ширина колеса
(3.11)
0,5 — коэффициент ширины зубчатого венца (
0.5 · 80 = 40
ширина шестерни
+5 (3.12)
+5 = 45
4. Проверочный расчет зубчатой передачи
4.1 Проверка контактных напряжений Коэффициент ширины шестерни по диаметру:
(4.1)
где — ширина шестерни (п. 3.4);
— делительный диаметр шестерни (п. 3.4).
Окружная скорость колес и степень точности передачи.
(4.2)
где — угловая скорость на валу шестерни (п. 1.4);
м/с При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643–81 (
Коэффициент нагрузки.
(4.3)
где = 1.08 (- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, выбирается в зависимости от и твердости НВ350 и несимметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения гибкой передачи;
= 1.7(- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
= 1 (коэффициент динамичности, зависящий от окружной скорости колес.
Проверка контактных напряжений прямозубой передачи по формуле (:
(4.4)
где = 80 мм — межосевое расстояние (п. 3.1);
= 78.6 — вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п. 1.4);
= 1.83 — коэффициент нагрузки (п. 4.1);
= 2 — передаточное число зубчатой передачи (п. 1.3);
= 40 мм — ширина колеса (п. 3.4).
= 166.5 МПа
4.2 Силы действующие в зацеплении Окружная сила:
(4.5)
где = 40.2 Нм — вращающий момент на ведущем валу (п. 1.4);
мм — делительный диаметр шестерни (п. 3.4).
= 1517 Н Радиальная сила:
(4.6)
где — угол зацепления в нормальном сечении.
= 557. Н Осевая сила ,
4.3 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба Напряжение изгиба определяем по формуле (:
(4.7)
где — расчетное напряжение изгиба, МПа;
= 1517 Н — окружная сила (п. 4.2);
— коэффициент нагрузки; (4.8)
где = 1.17 (- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
= 1.5 (- коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;
1.17· 1.5 = 1.75
— (- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев определяется:
для шестерни
(4.9)
для колеса
= 113 (4.10)
для шестерни =3.61
для колеса = 3.60
Находим отношение (4.11)
— допускаемых напряжений изгиба, МПа; МПа; МПа (п. 2.2);
для шестерни МПа;
для колеса = 56,9 МПа;
Определяем коэффициенты и (:
(4.12)
где в=- угол наклона зубьев.
— для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
(4.13)
где = 40 мм — ширина колеса (п. 3.4);
1 — окружной модуль зацепления (п. 3.2)
= 138.1 МПа 205
Условие прочности выполнено.
5. Предварительный расчет валов редуктора Предварительный расчет проведен на кручение по пониженным напряжениям. (
5.1 Ведущий вал-шестерня Шестерню выполняем за одно целое с валом (:
53 мм — делительный диаметр шестерни (п. 3.4);
55 мм — диаметр вершин зубьев шестерни (п. 3.4);
51 мм — диаметр впадин зубьев шестерни (п. 3.4);
45 мм — ширина зубчатого венца шестерни (п. 3.4).
Определим диаметр выходного конца вала по формуле (:
(5.1)
где =40.2Нм — вращающий момент на ведущем валу зубчатой передачи (п. 1.4);
20 МПа — допускаемое касательное напряжение.
мм Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда (мм У подобранного электродвигателя (диаметр вала может быть 24 (мм) Принимаем 24 (мм) Так как вал редуктора необходимо соединить с валом электродвигателя с помощью стандартной муфты, согласуем и .
0.75 • 32 = 22 мм (5.2)
Принимаем мм Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21 424–75(с расточками полумуфт 24 (мм); 22 мм Диаметр вала под подшипником .
Рисунок 5.1 — Конструкция ведущего вала-шестерни.
5.2 Ведомый вал Определим диаметр выходного конца вала по формуле:
(5.3)
где = 78.6 Нм — вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п. 1.4);
25МПа — допускаемое касательное напряжение.
мм Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда (мм Диаметр вала под подшипником 30 мм (
Диаметр вала под зубчатым колесом
= 30+5 = 35 мм (5.4)
Рисунок 5.2 — Конструкция ведомого вала.
6. Конструктивные размеры колеса и корпуса редуктора
6.1 Колесо. (
107 мм — делительный диаметр колеса (п. 3.4);
109 мм — диаметр вершин зубьев колеса (п. 3.4);
105 мм — диаметр впадин зубьев колеса (п. 3.4);
40 мм — ширина зубчатого венца колеса (п. 3.4).
Диаметр ступицы 1.6•35 = 56 мм
Длина ступицы
Принимаем 68
Толщина обода цилиндрического колеса Принимаем
Толщина диска
Диаметр центровой окружности = мм Диаметр отверстий мм
Принимаем (мм)(ближайшее четное целое число) Фаска (мм) Принимаем мм
Рисунок 6.1 — Конструкция зубчатого колеса
6.2 Корпус редуктора. (
Толщина стенок корпуса и крышки:
мм
Принимаем мм (округлить до целых) мм
Принимаем мм (округлить до целых) Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхнего пояса корпуса и крышки
4,8 мм (округлить до целых)
мм (округлить до целых) нижнего пояса корпуса
(мм) Принимаем 7 мм (округлить до целых) Диаметр болтов:
Фундаментных мм Принимаем болт с резьбой М 14
Крепежных крышку к корпусу у подшипников мм Принимаем болт с резьбой М 10
Соединяющих крышку с корпусом по поясу мм Принимаем болт с резьбой М 8
8. Проверка долговечности редуктора Ведущий вал Из пункта 4.2: 1517 Н; 557.2 Н; 257.8 Н Из первого этапа компоновки 45 мм Реакции опор:
В плоскости xz
= = 758,2 (8.1) 758,2
В плоскости yz
(8.2)
= 354,5
(8.3)
= 202,7
Проверка:
Суммарные реакции
(8.4)
= 837,2
(8.5)
= 785,1
Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1 (1или2)
Намечаем радиальные шариковые подшипники 205 (см. приложение П3, с.392)
мм; 52 мм; 15 мм; кН; 6,95 Кн Эквивалентная нагрузка по формуле
, (8.6)
где 837.2 Н (формула 8.4);
257.2 Н;
(вращается внутреннее кольцо);
— коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейеров (см. таблицу 9.19, с.214);
(см. таблицу 9.20, с.214);
Отношение
этой величине соответствует
Отношение; X= 0,56 и Y=1,99
= 981,8
Расчетная долговечность, млн. об.
(8.7)
млн. об.
Расчетная долговечность ч.
(8.8)
ч Что больше установленных ГОСТ 16 162–85 (см. с.307)
привод скребковый транспортер редуктор зубчатый Рисунок 8.1 — Расчетная схема ведущего вала
9. Выбор муфты Для соединения вала двигателя с ведущим валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21 424–75 (
Исходные данные:
мм — диаметр вала электродвигателя 4А112МВ6 (п. 5.1);
мм — диаметр выходного конца ведущего вала редуктора (п. 5.1);
= 402 Нм — вращающий момент на ведущем валу редуктора (п. 1.4)
Материал полумуфт — чугун не ниже марки СЧ 20;
Материал пальцев — сталь не ниже марки 45;
Тип муфты — с цилиндрическими отверстиями;
1 — на длинные концы валов.
Размеры выбранной муфты:
мм — диаметр отверстия в полумуфте под ведущий вал редуктора;
мм — наружный диаметр муфты;
мм — длина полумуфты;
мм — длина муфты.
Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента
где = 1.2 — коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода (;
Нм
Нм — допускаемый вращающий момент (
Нм =63 Нм Рисунок 9.1 — Эскиз муфты упругой втулочно-пальцевой.
11. Проверка прочности шпоночных соединений Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23 360–78. (
Материал шпонок — сталь 45 нормализованная.
Напряжения смятия и условия прочности по формуле (
где — МПа расчетное максимальное напряжение смятия
— Нм вращающий момент на ведомом малу редуктора;
— мм диаметр вала под шпонкой
— мм высота шпонки (
- мм глубина шпоночного паза на валу (
- мм длина шпонки (
- мм ширина шпонки (
— МПа допускаемое напряжение смятия (при стальной ступице ;
при чугунной) Ведомый вал
Диаметр вала (мм)(п 5.2) | Сечение шпонки (мм) | Глубина паза (мм) | Длина шпонки (мм) | Фаска | |
= 25 | 8?7 | 4.0 | 0.25 | ||
= 35 | 10?8 | 5.0 | 0.4 | ||
МПа Условие прочности выполнено Условие прочности выполнено
13. Описание привода Привод скребкового транспортера состоит из синхронного трехфазного электродвигателя, плоскоременной передачи горизонтального одноступенчатого редуктора с косозубыми цилиндрическими колесами.
Мощность на ведомом валу привода P3=3.8кВт, частота вращения П3 =125об/мин. Срок службы редуктора 2 года при двухсменной работе. (13.1)
Учитывая, что возможен запуск скребкового транспортера в загруженном состоянии выбираем электродвигатель 4А112МВ6, у которого номинальная мощность Р_(ном.) =4кВт., синхронная частота вращения вала n (э.д.)=1000об/мин. и соотношение пускового и номинального вращающих моментов Tп/Tн =2. (13.2)
Привод от электродвигателя осуществляется посредством плоскоременной передачи и двух чугунных шкивов. Один из шкивов, меньшего диаметра (d1=53мм.), выполнен с гладким ободом, второй
Большего диаметра (d2=107мм.)-с выпуклым ободом. Применяем ремень типа Б-800, у которого число прокладок Z=3Н/мм., рабочая толщина прокладки д0=1,5 мм., наибольшая допускаемая нагрузка на прокладку Р0=3Н/мм, длина ремня без учета припусков на соединение концов L=6211мм. Сшивку ремня производим встык металлическими скрепками. (13.3)
Применяем редуктор с косозубым цилиндрическим колесом. Зубчатая передача служит для изменения числа оборотов передаваемых на цепь конвойера. Колесо выполняется из стали Ст45 с улучшенными характеристиками.
Шестерня выполняется из стали 40Х за одно целое с валом, что позволяет увеличить жесткость конструкции и улучшить контакт зубьев. (13.4)
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев детали и предохраняет детали от коррозии. Так как окружная скорость колес равна v=2,6м/с, то применяем картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. При контактных напряжениях равных д_н=441,7МПа и скорости равной v=2,6м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно ?10?^(-6) м2/с. Применяем масло индустриальное N-30А (по ГОСТ 20 779–75). Контроль уровня масла производится с помощью жеслового маслоуказателя. (13.5)
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.
Вначале собирают ведущий вал, а затем ведомый. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников. Затем проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников, и закрепляют крышки винтами. Потом заливают в корпус масло и закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обхватывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. (13.6)
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).
Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.
Выполнение курсовой работы способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Основы функционирования систем сервиса».
Работа позволяет получить следующие навыки:
применение на практике приемов расчета и конструирования;
составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;
обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;
работы со специальной технической литературой;
анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.