Разработка привода ленточного транспортера

Курсовая работа по механике

Разработка привода ленточного транспортера

ХАНОВ РУСЛАН ФИРДАВИСОВИЧ

ВВЕДЕНИЕ

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=Р_в/=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=40Р_ц

Вычисляем расчетную мощность передачи по формуле:

Р_р = Р₁ К_э К_z K_n

где Р₁ - мощность выходного вала, кВт;

К_э - коэффициент эксплуатации;

К_z - коэффициент числа зубьев;

K_n - коэффициент частоты вращения.

Коэффициенты числа зубьев и частоты вращения вычисляем по формулам:

К_z =z₀₁/z₁=25/23=1,09

где z₀₁ = 25,

n₀₁ - базовая частота вращения малой звездочки.

Коэффициент эксплуатации вычисляем по формуле:

К_э = К_д К_а К_н К_рег К_с К_реж,

где К_д - коэффициент динамической нагрузки;

К_а - коэффициент межосевого расстояния или длины цепи;

К_н - коэффициент наклона передачи к горизонту;

К_рег - коэффициент способа регулировки натяжения цепи;

К_с - коэффициент смазки и загрязнения передачи;

К_реж - коэффициент режима или продолжительности работы передачи в течение суток.

К_с=1,3

Коэффициент эксплуатации

К_Э=1*1*1*1*1,3*1=1,3

Р_Р=7,37*1,3*1,38*1,09=14,41кВт

Выбираем приводную роликовую цепь типа ПР-31,75-88500 (табл.13.4) с параметрами:

Р_ц=31,75мм

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:

L_p =  +  + ,

где а - межосевое расстояние, мм;

Р_ц - шаг цепи, мм;

z₁ - число зубьев малой звездочки;

z₂ - число зубьев большой звездочки.

Значение L_p округляем до целого четного числа L_p =138.

Для принятого значения L_p 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 Р_ц - шаг цепи, мм;

z - число зубьев звездочки

Вычисляем полезную нагрузку цепной передачи:

F_t = ,

где P₁ - мощность выходного вала, Вт;

v - скорость движения цепи, м/с.

F_t=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;

F_t - полезная нагрузка цепной передачи, Н;

В - ширина втулки цепи, мм;

d - диаметр валика цепи, мм;

[p] - допускаемое давление в шарнирах цепи, МПа.

[p] = [p_о]/К_э,

где [p_о] = 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

 

.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

 

.2 Проектный расчет передачи по контактным напряжениям

Определяем межосевое расстояние по формуле 8.13/2/

где Е_пр приведенный модуль упругости;

Е_пр = 2,1*10⁵ МПа.

Т₂ - крутящий момент на валу колеса;

Т₂=T_III= 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

s_F =  £ [s_F],

где Z_Fb - коэффициент повышения прочности косозубых передач по напряжениям изгиба.

Z_Fb = K_Fa Y_b /,

где K_Fa = 1,35 - дополнительный коэффициент, учитывающий неравномерное распределение нагрузки между зубьями в многопарном зацеплении косозубой передачи (табл. 8.7, /1/);

Y_b = 1 - b^о/140= 1 - 12,6^◦/140 = 0,91.

Приведенное число зубьев

Z_v1 = Z₁/ cos² b = 20/cos² 12,6^◦ = 21

Z_v2 = Z₂/ cos² b = 102/cos² 12,6^◦ = 107

Y_F1=4,1; Y_F2=3,75 (Рисунок 8.20, /1/.)

Вычисляем отношения

:

.

Рассчитываем по наименьшему отношению

Прочность зубьев на изгиб обеспечена.

 

4. РАСЧЕТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

 

.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=21,6мм

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.

.

l_ст=(1,1…1,5)d=66…90

 

.2 Определение реакций в опорах валов

Тихоходный вал

В горизонтальной плоскости:

Проверка:

,8+4619-2446+2321,8=0

Сечение «А»

Сечение«В»

В вертикальной плоскости:

Проверка:

;

,2-1360+1405,2=0;

Сечение «А»

Сечение «В» Нм

Определение суммарных изгибающих моментов

Сечение «B»

Сечение «A»

В горизонтальной плоскости

Проверка:

,9+4100-1132-225,1=0

В вертикальной плоскости:

Проверка:

;

,6-1529+922,4=0;

4.3 Проверочный расчет вала

Запас усталостной прочности в опасных сечениях

s = ³ [s] = 1,5,

где s_s = - запас сопротивления усталости только по изгибу;

s_t =  - запас сопротивления усталости только по кручению.

В этих формулах:

s_-1 и t_-1 - пределы выносливости материала вала, МПа;

s_а и t_а - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений, МПа;

s_m и t_m - постоянные составляющие циклов напряжений, МПа;

y_s и y_t - коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости;

К_s и К_t - эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении;

К_d - масштабный фактор;

К_F - фактор шероховатости.

Назначаем материал вала:

Сталь 40, s_В = 700 МПа.

s_-1 = (0,4… 0,5) s_В = 280…350 МПа. Принимаем s_-1 = 300 МПа.

t_-1 = (0,2… 0,3) s_В = 140…210 МПа. Принимаем t_-1 = 150 МПа.

Принимаем y_s = 0,1 и y_t = 0,05 (с. 264, /1/), К_d = 0,72 (рис. 15.5, /1/) и К_F = 1 (рис. 15.6, /1/).

Сечение В:

d = 50 мм,

М = 201*10³ Н*мм,

Т = 485000 Н*мм.

 

Принимаем К_s = 2,4 и К_t = 1,8 (табл. 15.1, /1/).

Запас усталостной прочности в сечении В обеспечен.

Сечение С:

d = 60 мм,

М = 224000 Н*мм,

Т = 485000 Н*мм.

 

Принимаем К_s = 1,7 и К_t = 1,4 (табл. 15.1, /1/).

 

Запас усталостной прочности в сечении С обеспечен.

5. ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

 

.1 Выбор подшипника для тихоходного вала

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] 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: C_r = 35,1 кН

Расчет подшипника по статической грузоподъемности

Определяем ресурс подшипника

n=145,4об/мин=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:

Р_r = (Х^.V^.F_r + Y^.F_a)^. К^. К_б (формула 16.29/2/)

По рекомендации к формуле 16.29 /2/:

К = 1 - температурный коэффициент;

К_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

Р_r = 1*3794*1^.*1,4 = 5311,6Н

 

.2 Выбор подшипника для быстроходного вала

Учитывая сравнительно небольшую осевую силу назначаем по [10] 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: C_r = 32 кН

Статическая грузоподъемность: С_о =17,8кН

Расчет подшипника по статической грузоподъемности

Определяем ресурс подшипника

n=335 об/мин=3

a₁=1 - коэффициент надежности

a₂=0.75 - коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации

P_r = XVF_rx К_б x К_т(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;

К_б = 1,4 - коэффициент безопасности;

Р_r = 1 х 1 х 2894 х 1,4 х 1 = 4051Н

6. ПОДБОР И РАСЧЕТ ШПОНОК

По ГОСТ 23360-78 подбираем призматическую шпонку под цилиндрическое колесо.

Диаметр вала под колесо dк = 60 мм;

Выбираем шпонку в х h x l = 18 х 11 х 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 х 9 х 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.

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.

m ≤ 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 х 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:

.        установить шпонку в паз на диаметр вала для цилиндрического колеса;

.        установка цилиндрического колеса;

.        установка подшипников до упора в заплечики, осевой зазор регулируется при установке крышек с помощью набора тонких металлических прокладок;

.        укладка вала в бобышки нижнего корпуса;

.        установка и крепление верхнего корпуса;

.        установка и крепление крышек, фиксирующих подшипники (жировые канавки сквозной крышки перед установкой забить консистентной смазкой);

.        установка шпонки в паз на выходной конец вала.

БИБЛИОГРАФИЯ

1.      Иванов М.Н. Детали машин. Высшая школа, М.:Высш. шк.,2010.-383 с.

.        Дунаев П.Ф., Леликов. О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. Высшая школа, 2006.-465 с..

.        Феодосьев В.И. Сопротивление материалов. М., 2009.-263 с..

.        Марочник сталей и сплавов. Справочник / Под редакцией В.Г. Сорокина, М., Машиностроение, 009.-412с.