Привод цепного конвейера

Министерств образования и науки Российской Федерации Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования Южно-Уральский государственный университет

(национальный исследовательский университет) Факультет «Физико-металлургический»

Кафедра «Физического металловедения и физики твердого тела»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА К КУРСОВОЙ РАБОТЕ по дисциплине «Детали машин»

Привод цепного конвейера

Содержание Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя

1.1 Разработка кинематической схемы

1.2 Определение мощности на валу исполнительного механизма

1.3 Определение расчетной мощности на валу двигателя

1.4 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

1.5 Определение частоты вращения вала электродвигателя

1.6 Выбор электродвигателя

1.7 Определение передаточного отношения привода и разбивка его между цепной передачей и редуктором

1.8 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов

2. Компоновка исполнительного механизма

2.1 Предварительное определение диаметра вала

2.2 Подбор подшипников

2.3 Расчет вала по эквивалентному моменту

2.4 Подбор подшипников качения

3. Проектирование муфты

3.1 Расчет предохранительной фрикционной муфты

3.2 Расчет цилиндрической пружины

3.3 Выбор зубчатого соединения муфты

4. Расчет исполнительного механизма

4.1 Компоновка вала приводных звездочек

4.2 Конструктивные размеры звездочек

5. Выбор быстроходной муфты Заключение Библиографический список

Введение

привод вал редуктор муфта Цель курсового проектирования — систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи.

В данной курсовой работе разработан привод цепного конвейера, состоящий из следующих частей: двигатель электрический асихронный с короткозамкнутым ротором; муфта упругая; редуктор цилиндрический двухступенчатый (Ц2С); предохранительная фрикционная муфты и исполнительного органа. Рассмотрим назначение, а также достоинства и недостатки всех компонентов.

Электродвигатель предназначен для преобразования электрической энергии в механическую, а также обеспечения номинальной мощности и частоты вращения на входном валу редуктора. Достоинства: малый вес, максимальный момент доступный при 0 об/мин, высокий КПД, возможность рекуперации энергии. Недостатки электродвигателя: малое плечо на одной зарядке, долгая зарядка, малый срок службы батареи, большой объем и вес батареи.

Редуктор цилиндрический двухступенчатый применяются в промышленных приводах общего назначения. В них используется двухступенчатая передача. Редуктор относится к классу общепромышленных механизмов и служат для связки различных узлов машин и механизмов с изменением вращающего момента и скорости вращения Муфта предназначена для передачи вращающего момента от электродвигателя на исполнительный механизм без изменении его значения и направления. Фрикционные муфты служат для плавного сцепления валов под нагрузкой на ходу при любых скоростях. Предохранительная муфта предназначена для предохранения машин от перегрузок. Компенсирующие муфты позволяют соединяемым валам надежно работать при небольших неточностях монтажа, компенсировать деформации валов под нагрузкой и температурные деформации.

Исполнительным органом является две звездочки.

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор стандартного оборудования

1.1 Разработка кинематической схемы Рисунок 1. Кинематическая схема привода

1- Двигатель электрический асинхронный с короткозамкнутым ротором, 2 — Муфта упругая, 3- Редуктор цилиндрический двухступенчатый (Ц2С), 4 — Муфта, 5- Исполнительный механизм: две звездочки

1.2 Определение мощности на валу исполнительного механизма Мощность P_2, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

где F_t — окружное усилие, Н;

v_t — окружная скорость, м/с

1.3 Определение рассчетной мощности на валу двигателя Расчетная мощность на валу двигателя Р_1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

где з — общий КПД привода равный з = 0,97· 0,97=0,94.

При этом:

1.4 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма Частота вращения приводного вала n₃, об/мин, где Zчисло зубьев ведущей звездочки цепного конвейера;

tшаг цепи цепного конвейера, мм.

1.5 Определение частоты вращения вала электродвигателя Частота вращения вала электродвигателя n₁, мин^-1:

n₁= n₂· Я, где n₂ — частота вращения приводного вала, n₂ =112,5 мин^-1;

Я — передаточное отношение привода.

Я =Я₁· Я₂

Согласно [1, стр10, табл. 2] передаточное отношение для зубчатой закрытой цилиндрической передачи:

Я₁=3…6

Я₂=3…6.

Я =(3…6)*(3…6)=9…36

Тогда n₁= 112,5*(9…36)=(1012,5…4050).

Так как в моторредукторах с фланцевым консольным креплением редуктора к электродвигателю, установленному на плите на лапах, для уменьшения габаритов редуктора частоту вращения вала электродвигателя следует выбирать близкой к среднему значению найденного интервала оптимальных частот примем

n₁=1.500 мин ^-1.

1.6 Выбор электродвигателя Электродвигатель выбираем по следующим критериям: частота вращения вала, мощность, этому соответствует электродвигатель АИР80В4 с мощностью 1,5 кВт, синхронная частота вращения n= 1500 .

Рисунок 2. Эскиз электродвигателя

1.7 Определение передаточного отношения привода и разбивка его между цепной передачей и редуктором Уточняем передаточное отношение привода по формуле:

.

1.8 Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

j = (1, 2…(k-1)) ,

гдеk — порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);

Таблица 2 Силовые и кинематические параметры привода

Вращающие моменты вычислим по формуле:

j = 1,2…k,

Вычислим вращающие моменты на всех валах:

1.9 Определение типа редуктора Исходя из рассчитанных вращающих моментов на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем редуктор Ц2С-63−12,5−1-У3

Входной и выходной концы вала конические

1- категория точности У3- климатическое уплотнение У и категории размещения 3 по ГОСТ 15 150

12,5- номинальное передаточное число

125 — вращающий момент на выходном валу, Нм

500- радиальная сила на входном валу, Н

2800 — радиальная сила на выходном валу, Н

0,98 — КПД Основные технические данные редуктора Ц2С-63 (рисунок 3)

Техническая характеристика цилиндрических двухступенчатых соосных редукторов типа Ц2С

Таблица 3

2. Проектирование приводного вала исполнительного механизма

2.1 Предварительное определение диаметра вала Рассчитаем минимальный диаметр вала:

где [ф]=15ч30 МПа — допускаемое напряжение для тихоходного нагруженного вала.

Полученный результат округляют до ближайшего стандартного, в нашем случае до 26 мм. Выходной диаметр: d_{вых.ред.} = 28 мм Диаметр вала в местах установки подшипников d_П, мм определяем по формуле:

Принимаем =35

где t — высота заплечика; t = 3.

Подшипники упираются в бурт:

Принимаем = 40 мм где r — координата фаски подшипника; r = 2.

Диаметр вала под ступицей звездочек Диаметр наружной звездочки:

d_{нар. ст.} = 1,5?d_ст;

d_{нар. ст} = 1,5?36 = 54 мм.

Диаметр бурта вала между звездочками

= +4 = 36+4=40 мм Длина ступицы:

L_ст = 1,2?d_ст;

L_ст = 1,2?36 =43,2 мм.

Принимаем L_ст=40мм Длина выходного конца вала

L_вых=1,2? d_в? = 1,2 26=31,2;

Принимаем L_вых =32

2.2 Подбор шпонок Прочность — основной критерий работоспособности шпоночных соединений. Шпонки выбирают по таблицам ГОСТов в зависимости от диаметра вала, а затем соединения проверяют на прочность. Размеры шпонок и пазов в ГОСТах подобраны из условия прочности на смятие, поэтому основным проверочным расчетом шпоночных соединений является расчет на смятие.

Проверку шпонок на срез в большинстве случаев не производят. При расчете многошпоночного соединения допускают, что нагрузка распределяется равномерно между всеми шпонками.

Шпонка призматическая для выходного конца диаметра вала d = 26 мм:

Сечение шпонки:

b= 8 мм; h=7 мм;

Глубина и радиус закругления пазов:

глубина паза валаt₁ = 4 мм;

глубина паза ступицыt₂ = 3,3 мм.

Фаска у шпонки — (0,25 — 04), выберем 0,3

Шпонка призматическая для вала под ступицей звездочки d=36 мм:

Сечение шпонки:

b= 10 мм; h=8 мм;

Глубина и радиус закругления пазов:

глубина паза валаt₁ = 5 мм;

глубина паза ступицыt₂ = 3,3 мм.

Рисунок 4 — Эскиз шпоночного соединения.

Напряжение смятия не должно превышает допустимое:

у_см? [у_см];

[у_см] = 150 Мпа.

Напряжение смятия:

у_см= ;

где Т — момент, действующий на валу

d — диаметр вала, h — высота шпонки

L_раб — рабочая длина шпонки.

L_раб= ;

L_раб1 = = 15 мм.

L_раб2= ;

L_раб2 = = 4,7 мм

Полная длина шпонки:

L = L_раб + b;

= 15+8 = 23 мм.

Принимаем по ГОСТ У3360−78:

Тогда:

у_см1= = 131,7 Мпа.

у_см2= = 4,4 Мпа.

у_см=131,7? [у_см]=150,

у_см=4,4? [у_см]=150 — условие выполняется, следовательно, шпонки работоспособны.

2.3 Расчет вала по эквивалентному моменту

Рассчитаем окружное усилие по следующей формуле:

где d_д — делительный диаметр звездочки.

где z — число зубьев звездочки;

t — шаг зубьев звездочки.

Тогда:

Построим эпюры действующей на исполнительный механизм сил и моментов (рисунок 5).

Находим силы, действующие на узел звездочки

На основании опыта конструирования

Рисунок 6 — Силы действующие на узел звездочки

Изгибающий момент:

.

Эквивалентный момент:

Напряжение изгиба в опасном сечении (под ступицей звездочки):

(13)

где W_Х — момент сопротивления изгибу.

где d₇ =28 — диаметр выходного конца редуктора в среднем сечении.

Тогда:

.

Напряжение кручения в опасном сечении:

(14)

где W_Р — полярный момент сопротивления кручения.

.

Следовательно:

.

Эквивалентное напряжение:

.

Материал вала Сталь 45 по ГОСТ 1050–88. Термообработка — улучшенная (закалка с высоким отпуском). Твердость HB=240…280. Для него у_Т=540 МПа. Тогда:

.

Запас прочности по пределу текучести обеспечен.

Минимальный запас прочности по пределу текучести, при кратковременных перегрузках:

где К_П — коэффициент перегрузки.

Принимаем К_П = 1,3, следовательно:

.

Условие выполняется.

2.4 Подбор подшипников качения

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28 428 — 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1207.

d_П = 35 мм;

D = 72 мм;

B = 17 мм;

r= 2 мм;

С=15,9кН

Ресурс подшипника выражают в миллионах оборотах L или в часах до появления признаков усталости материала колец и тел качения, которые связаны между собой соотношением

=

Где nчастота вращения кольца подшипника, .

Базовый расчетный ресурс в миллионах оборотов, соответствующий 90% надежности (вероятность отказа 10%), определяют для подшипников, выполненных из обычных материалов, по обычной технологии и работающих в обычных условиях, по формуле

=(

Где С — базовая динамическая грузоподъемность подшипника, С=16кН по табл;

Pэквивалентная динамическая нагрузка, которая учитывает условия нагружения и конструкцию подшипника, Н;

kпоказатель степени: k = 3 для шарикоподшипников и k = 10/3 для роликоподшипников.

Эквивалентная динамическая нагрузка в зависимости от типа подшипника вычисляется по формуле:

Для радиальных и радиально-упорных подшипников

P==(ХV + Y)

— радиальная нагрузка на подшипники =0,5

— осевая сила (=0)

V-коэффициент вращения внутреннего кольца с валом; V = 1

XиY — коэффициенты радиальной и осевой динамической нагрузки, Н; Х, Y = 1

K_б — коэффициент безопасности, для цепных конвейеров K_б=1,3…1,5. Примем K_б = 1,4

К_Т — температурный коэффициент, при t<100°С К_Т=1;

К_Е — коэффициент режима нагружения, для тяжелого режима К_Е = 0,8.

Тогда:

Отсюда:

Рассчитаем срок службы в часах:

L_h? L;

Где L_h — долговечность подшипника

L — Срок службы подшипника, указанный в техническом задании.

L_h= ;

Где n — частота вращения вала; n = 112,5 мин^-1

б — коэффициент; б = 3

P — эквивалентная нагрузка.

L_h = =18 087часа.

Срок службы подшипника удовлетворяет данным условиям.

3. Проектирование муфты

Муфта — устройство, предназначенное для соединения друг с другом концов валов и свободно сидящих на них деталей и передачи крутящего момента. Служат для соединения двух валов, расположенных на одной оси или под углом друг к другу. Принимаем муфта комбинированная. Справа полумуфта — фрикционная предохранительная многодисковая, слева компенсирующая зубчатая.

3.1 Расчет предохранительной фрикционной муфты

Фрикционная муфта выбирается по ГОСТ 15 622–96

Рисунок 10 — фрикционная муфта.

Наружный диаметр фрикционных элементов

d=28

выберем

Внутренний диаметр фрикционных элементов

выберем =62

Определим суммарное усилие пружин

0,3, =0,2…0,3 — допускаемое давление, принимаем

)=3414,8 Н

5) Задаем число пружины n=8…10, принимает n=8

Усилие рабочее на одну пружину

Н

6) Приведенный радиус кольца трения

Определим предельный момент срабатывания муфты:

где=1,35 — коэффициент кратковременных пиковых перегрузок в приводе,

Т_н — номинальный момент на валу.

8) Требуемое число пар трения ,

где

Принимаем z=6

9) Количество дисков:

а) ведущих

б) ведомых

3.2 Расчет цилиндрической пружины

Основное применение имеют пружины из круглой проволоки благодаря их меньшей стоимости и в связи с тем, что нитки круглого сечения луше других работают на кручение.

Пружина сжатия из круглой проволоки характеризуется следующими геометрическими параметрами:

d — диаметр проволоки, мм;

Dсредний диаметр пружины, мм;

С=D/d — индекс пружины;

tшаг пружины в свободном расстоянии

полное число витков;

Z — число рабочих витков;

высота пружины при полном ее сжатии, мм;

— длина проволки для изкотовления

— длина упруго деформируемой части проволки

1) Усилие рабочее на одну пружину

F_кон = ;

F_кон ==Н

Где n — количество пружин; n = 8

наименьшее рабочее усиление, при котором диски полностью износились и нужно менять или подкручивать до

— наибольшее рабочее усиление, при котором муфта усела, межосевое пространство отсутствует

(1,1…1,2), выберем 1,2

=/1,2=355,6 Н

2) Индекс пружин, с = 6

Коэффициент учитывающий кривизну витков

K = ;

K = 1,24

3) Зададим допускаемое касательное напряжение

[ф_кр] = 0,4 ф_в=0,4

Где ф_в — предел выносливости материала проволоки

4) Диаметр проволоки

Выбираем пружину второго класса

d = 1,6;

d =1,6=3,8 мм.

принимает d=4 мм

Зависимость между пружины и усиление F представлены на рисунке т. е чем больше сила, тем больше усиление

Эскиз пружины — рисунок 11

Принимаем — = 3 мм, из подобия треугольника следует ,

=1,2

=18 мм; =18−3=15;

Найдем число рабочих витков пружины z:

Полное число витков

Шаг пружины в свободном состоянии