Привод к скребковому транспортеру

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 δ,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 η_рп – КПД ременной передачи; η_зп - КПД зубчатой передачи; η_м – КПД муфты; η_п – КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: η_рп – 0,96; η_зп – 0,97; η_м – 0,98; η_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 = 125мм; 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_нβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями К_нβ = 1;

θ_Н - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θ_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 ψ_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_Fβ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями K_Fβ =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:

мм

Размер заготовки колеса

Соответствует.

4.13 Проверим контактные напряжения

где F_t - окружная сила в зацеплении, Н равная

К_Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; К_Нα = 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_Fα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями прямозубых колес K_Fα = l; K_Fv - коэффициент динамической нагрузки; Y_Fl и Y_F2 - коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υ_β -коэффициент, учитывающий наклон зуба; Υ_β = 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; ε - коэффициент скольжения ε = 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 α₁ 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_α = 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) σ₁ – напряжение растяжения Н/мм²

 Н/мм²

б) σ_и – напряжение изгиба Н/мм²

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

 Н/мм²

в) σ_v – напряжение центробежных сил Н/мм²

Н/мм²

Ρ = 1250…1400 кг/мм³

г) [σ]_р – допустимое напряжение растяжения Н/мм²

[σ]_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 α= 14 для роликовых и конических подшипников

9. Определение размеров муфты

Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82

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

δ = 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.