Проектирование привода конвейера
МОСКОВСКИЙ
ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
УНИВЕРСИТЕТ
ПУТЕЙ
СООБЩЕНИЯ (МИИТ)
ИНСТИТУТ
ТРАНСПОРТНОЙ ТЕХНИКИ
И ОРГАНИЗАЦИИ
ПРОИЗВОДСТВА
Кафедра
деталей машин
Курсовая
работа
по дисциплине
Прикладная
механика
Проектирование
привода конвейера
Москва - 2008
Введение
1
.Техническое задание на проектирование
.
Пб
6
2
5
Тб
Х
4
3
1.
- зубчатый редуктор;
2.
- ведомый шкив;
3.
–
Электродвигатель;
4.
– ведущий шкив;
5.
– ремни;
6.
– барабан
конвеера
Исходные данные:
nб=100 об/мин
Тб=500 н.м.
число полюсов 4
α=20 тыс.ч.
число смен в сутки 1
кmax=1,6
Расчеты. Энергетический и кинематический
расчеты привода
1.1 Выбор
электродвигателя. Электродвигатель серии 4А асинхронный с короткозамкнутым
ротором
Определяем мощность на
валу барабана конвейера
Рб = Тб nб /
9550 – мощность [кВт]
Рб = 500*100 / 9550 = 1,67
Требуемая мощность
электродвигателя. (Из-за потерь в подшипнике).
Рэ = Рб / ŋ – в зубчатом колесе и в
ременной передаче,
где ŋ – общее КПД
привода
ŋ = ŋ²п ŋр ŋз,
где
ŋ²п - КПД подшипниковой передачи
ŋр – КПД ременной передачи
ŋз – КПД зубчатой передачи
Из табл. П1 с.64 [1]
Выбираем: ŋп = 0,99; ŋр =
0,94; ŋз = 0,96
ŋ = (0,99)² *
0,94 * 0,96 = 0,89
Рэ = 1,67 / 0,89 = 1,87
Из табл. П2 с.65 [1]
Выбираем стандартную
мощность электродвигателя с условием
Р´э ≥ ´Рэ
Рэ = 2.2 кВт
Т.к. частота вращения nс = 1500 об/мин; число полюсов 4 и S% = 5,1, то
По табл. П2 с.65 [1]
выбираем условное обозначение электродвигателя
4А132S5
1.2 Кинематический
расчет привода
Определяем асинхронную
частоту вращения.
nq = nc (1 – (S% / 100))
nq = 1500(1-(5.1 / 100)) = 1423
U = nq /nб
U = 1423/160 = 8.9
U = Uз * Uр,
где Uз – передаточное число зубчатой передачи; Uр - передаточное число ременной передачи По табл. П1 с.64 [1]
выбираем передаточное число для зубчатой и ременной передач.
Uз = 3,5, а Uр = U/Uз = 8,9/3,5 = 2,5
Определяем частоты
вращения валов зубчатого редуктора.
Ведущий вал n1 = nq / np
Ведомый вал n2 = n1 / Uз
n1 = 1423/2.5 = 569
n2 = 569/3.5 = 160
Определяем крутящие
моменты на валах привода.
Ведомый вал Т2 = Тб
Т2 = 160
Ведущий вал Т1 = Т2 / Uз*ŋп*ŋз
Т1 = 160 / 3,5*0,99*0,96 = 160 / 3,34 = 50
Вал электродвигателя Тэ = Т1 / Up*ŋп*ŋз
Тэ = 50 / 3,5*0,99*0,96 = 50 / 2,4 = 21
2. Расчет ременной
передачи
2.1 Определяем
максимальный расчетный момент на ведущем шкиве
Трmax = Тэ [0,5(кд+1)+креж], где
креж – коэффициент режима работы, определяется по табл. П6
с.67 [1], в зависимости от числа смен.
кд = 2; креж = 1
Тmax = 21[0,5(2+1)+1] = 53
По табл. П5 с.66 [1]
Так как 15нм < Трmax < 60нм
lo = 1700мм
m = 0,105 кг/м
a = 90 min
По табл. П7 с.68 [1]
назначаем диаметр ведущего шкива
dз = 140 мм
Диаметр ведомого шкива
d4 = d3 * Uз *
0,985
d4 = 140 * 2,5 * 0,985 = 345мм
Согласовываем d4 с R 40 по табл. П4
с.66 [1]
d4 = 355 мм
Определяем минимальное
межцентровое расстояние
amin ≈ d4
amin ≈ 355мм
Определяем необходимую
минимальную длину ремня
lmin = 2 amin + [π(dз + d4)/2] + [(d4 – dз)²/4 amin]
lmin = 2 *355 + [3.14(495/2] + [(355 –
140)²/4 * 355] = 1521
Выбираем стандартный
ремень по табл. П5 с.66 [1]
l > lmin
l = 1600 мм
Уточняем межцентровое
расстояние
а = amin + 0,5(l - lmin)
a = 355 + 0.5(1600 – 1521)
= 394 мм
Определяем угол обхвата
ведущего шкива
αз = π – [d4 – dз / a]
αз = 3.14 – [355 – 140 / 394] = 2.6 рад
Определяем линейную
скорость ремня
V = π * d4 * n1 / 60
* 1000
V = 3.14 * 355 1423 / 60000 = 10.4 м/с
Определяем число пробега
ремня
γ = 10³*V / l
γ = 10³ * 10.4 / 1600 = 6.5
Определяем требуемое
число ремней
z ≥ Pэ [a5(kд + 1) + kреж] /
Ро*Ср*Сl*Cα*Cz , где
Ро – мощность передаваемая одним ремнем, определяется по табл.
П7 с.68 [1] в зависимости от диаметра ведущего шкива dз и
линейной скорости V;
Ср. – коэффициент нагрузки определяется по табл. П6 с.67 [1] в
зависимости от кmax;
Сl – коэффициент учитывающий длину ремня
Сl = 0,3 * (l/lo) + 0.7
Cα – коэффициент учитывающий угол
обхвата ведущего шкива
Cα = 1 – 0,15 (π – αз)
Cz – коэффициент учитывающий число
ремней с.8 [1]
Ро = 291
Ср = 0,75
Сl = 0,3*(1600/1700) + 0,7 = 1
Cα = 0,95
z ≥ 1.8[0.5(2 + 1) + 1] / 2.01*0.9*1*0.95
= 3
z = 3
Cz = 0.95
Определяем полную,
передаваемую окружную силу
Ft = 2000*Tэ / d3
Ft = 2000*21 / 140 = 300 Н
Определяем силу
предварительного натяжения
Fo = 0.78*Ft / z*Cα*Cp + qm*V², где
qm – масса единицы ремня, определяется
по табл. П5 с.66 [1].
Т.к. V < 10, то qm*V² не учитывается.
Fo = 0.78*300 / 3*095*0.75 = 106 Н
Сила давления на валы
Fв = 2 Fo z sin (α3/2)
Fв = 2*106*3*sin (75) = 614 H
3. Расчет зубчатой
передачи
3.1 Выбор материалов и
допускаемых напряжений
Тб = 160 - улучшение
По табл. П 13 с.72 [1],
выбираем для изготовления зубчатых колес сталь.
Сталь 40Х
Назначаем твердость по
табл. П 13 с.72 [1]
HB=340
Допускаемые контактные
напряжения шестерни и колеса.
σн1 = (σнlimb1*kнσ1) / Sн
σн2 = (σнlimb2*kнσ1) / Sн, где
Sн – коэффициент запаса, определяется по табл. П 13 с.72 [1]
Sн = 1.1
σнlimb – базовый предел контактной выносливости, определяется
по табл. П13 с.72 [1]
σнlimb1(2) = 750мпа
σн1(2) = 612мпа
kнσ1(2) = 6√Nно1(2) / Nнe1(2), где
Nно – базовое число циклов, определяется по рис. 4.1а с.13 [1] в
зависимости от твердости.
Nнe – практическое число циклов
Nнe1(2) =
60*n1(2)*10³*L(k³max*lmax + k³1*l1 + k³2*l2 + k³3*l3),
где
L – срок службы редуктора
lmax = 0,005
k1 = 1; k2 = 0.6; k3 = 0.4
l1 = 0.4; l2 = 0.2; l3 = 0.3
Nнe1 = 60*569*10³*20*(2³0.005 +
1³*0.4 + 0.6³*0.2 + 0.4³*0.3) = 340000000
ki = Ti / Tн
Т.к. Nнe1(2) >
Nно1(2) , то kнσ1(2) = 1
Определяем допускаемое
расчетное контактное напряжение.
[σ]н = (σн1 + σн2)*0,45
[σ]н = (682+682)*0,45
= 584
Определяем допускаемые
напряжения изгиба
[σ]f1 = σf*limb1*kfl1 / Sf [σ]f1 = 682*1 / 1.55 = 350
[σ]f2 = σf*limb2*kfl2 / Sf [σ]f2 = 682*1 / 1.55 = 359
3.2 Проектный расчет
зубчатых передач
Определяем межцентровое
расстояние из условия контактной прочности рабочей поверхности зубъев.
aw ≥ 430*(Uз + 1) 3√ T2*kнβ / [σ]²н*ψва*U²з,где
kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки
по ширине зубьев;
kнβ = 1,05÷1,15;
ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса;
ψва = 0,1÷0,6
aw ≥ 430*(3,5 + 1) 3√
160*1,15 / (682)²*0,5*3,5² = 112
Значение aw выбираем из ряда:
90; 100; 112; 125; 140;
160; 180.
аw = 112мм
Определяем модуль
зацепления
m = 2мм так как улучшение по ряду на
с.16
Определяем суммарное
число зубьев шестерни и колеса.
zΣ = 2*aw*cosβ’ / m, где
cosβ’ = 0,96÷0,98
cosβ’ = 0,98
zΣ = 2*112*0,98 / 2 = 110
Уточняем угол наклона
зубьев.
cosβ = m*
zΣ / 2aw
cosβ = 2*110 / 2*112= 0,982
β° = arcos(cosβ)
β° = 10.9°
Находим число зубьев
шестерни:
z1 = zΣ / (Uз + 1)
Полученное число
округляем до ближайшего целого z1≈25
z2 = zΣ - z1
z2 = 110 – 25 = 85
Уточняем передаточное
число:
U’з = z2 / z1
U’з = 85
/ 25 = 3,4
Погрешность составляет:
δ = (Uз - U’з) / Uз * 100%
δ = (3.5 – 3.5) / 3.5
*100% = 2.86%
Определяем начальные
диаметры зубчатых колес:
dw1 = m*z1 / cosβ
dw1 = 2*25/0.98 = 50
dw2 = m* z2 / cosβ
dw2 = 2*85/0.98 =174
Проверка:
аw = (dw1 + dw2) / 2
аw = (50 + 174) / 2 = 112 (верно)
Определяем диаметры
окружностей выступов колес:
da1 = dw1 + 2m(1 + x1)
da1 = 50 + 2*2*(1) = 54
da2 = dw2 + 2m(1 + x2)
da2 = 174 + 2*2*(1) = 178
Определяем диаметры
окружностей впадин колес:
df1 = dw1 - m(2.5 - 2x1)
df1 = 50 – 2*(2.5) = 45
df2 = dw2 - m(2.5 - 2x2)
df1 = 178 – 2*(2.5) = 173
Определяем ширину
зубчатых колес:
B1 ≥ ψbа*аw
B1 ≥ 0.5*112 = 56
B2=B1+(4-6)=56+4=60
Определим линейную
скорость колес:
V = (π* dw1*n1) /
(60*1000)
V = (3.14*50*569 / 60000 = 1.5 [м/с]
По табл. П 14 с. 73 [1],
назначаем степень точности изготовления колес – 8
Определяем силы в
зацеплении
окружные силы
Ft = - Ft = (2000*T1) / dw1
Ft = - Ft = (2000*50) / 50 = 2000 [H]
радиальные силы
Fr = - Fr1 = Ft*tgα / cosβ
Fr = - Fr1 = 2000*0.363
/ 0.98 = 739 [H]
Fr1 = 6330.8 [H]
осевые силы
Fa1 = - Fa2 = Ft*tgβ
Fa1 = - Fa2 = 2000*tg11° = 383 [H]
3.3 Проверочные
расчеты зубчатой передачи
3.3.1 Определяем фактических
контактных напряжений
σн = zм*zн*zε*√[(2000*T1*kнβ*kнv) / d²w2*b] * [(U’з + 1) / U’з] ≤ [σ]н
где zм – коэффициент, учитывающий механические свойства материала
колес. Для стали zм = 275;
zн – коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых эвольвент
zн = 1,76*√cosβ = 1.76
zε – коэффициент, учитывающий
перекрытие
zε = √ 1 / εα, где εα
– коэффициент торцевого перекрытия
εα = [1.88 – 3.2(1-x1/z1 + 1+x2/z2]*cosβ
εα = [1.88 – 3.2 (1/25 + 1/110]*0.98 = 1.73
zε = √1/1.73 = √0.76
kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки
по ширине зуба, определяется по рис. 4.2а с.21 [1], в зависимости от
коэффициента ширины колеса.
kнβ = 1,2
kнv – динамический коэффициент, определяется по табл. П16 с. 74 [1]
kнv = 1,01
σн = 275*1,76*0,76*√[(2000*50*1.09*1.01) / 50²*60] *
[(3.4 + 1) / 3.4] = 371.3 < [σ]н
3.3.2 Определяем
фактических напряжений изгиба
Определяем коэффициент
формы зубьев шестерни и колес.
YF1 YF2 из рис.4.3 с.21 [1], в зависимости от эквивалентного числа
зубьев колес.
zv1 = z1 / cos³β
= 25
zv2 = z2 / cos³β
= 85; => YF1 = 3.98 YF2 = 3.72
Фактическое напряжение изгиба
для более слабого колеса
σF2 = Ft*YF2*kFβ*kFV*Yβ / b*m ≤ [σ]F2 = 483.9, где
kFβ – коэффициент неравномерности
распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4а с.20 [1]
kFV – определяется по табл. П 16 с. 74
[1]
kFV = 1, 1
Yβ – коэффициент наклона контактной
линии
Yβ = 1 – (βº / 140) = 1 – (11
/ 140) = 0.92
[σ]F1 = (2000*3,98*1,15*1, 1*0,92) / 56*2 =
100
[σ]F2 = 88
4. Конструирование
основных деталей редуктора
4.1 Конструирование
валов
4.1.1 Ведущий вал
Определяем диаметр
хвостового вала из условия кручения.
db1 ≥ 10 3√ T1 / 0.2*[τ],
где
τ – допускаемое напряжение кручения
[τ] = 18÷28
db1 = 22мм
Назначаем диаметр
уплотнения
dy1 > db1
dy1 = 25
По табл. П 41 с. 94 [1],
выбираем манжету резиновую армированную
D = 42; h = 10
Назначаем диаметр под
подшипник
dп1 > dy1
По табл. П 20 с. 79 [1]
выбираем шариковый радиально упорный подшипник легкой серии (по внутреннему
диаметру)
dп1 = 30; D = 62;
B = 16;
Назначаем диаметры буртов
dб1 = dп1 + 2r
dб1 = 40
4.1.2 Ведомый вал
По табл. П 17 с. 75 [1],
выбираем соединительную муфту МУВП, в зависимости от крутящего момента на
ведомом валу.
Т2 = 160
Тм ≥ Т2
Тм = 240
Назначаем диаметр
хвостовика вала, db2 равен внутреннему диаметру муфты
db2 = 32мм
По табл. П 41 с. 91 [1],
выбираем уплотнения, таким образом, чтобы:
d > db2
d = 52; D = 72; h = 12
Назначаем манжету
резиновую армированную
d=35 D = 58 h = 10
Назначаем диаметр под
подшипник
dп2 > dy2
dy2 = 35 D = 58 h = 10
dп2 = 40;
По табл. П 20 с. 79 [1],
выбираем радиально упорный шарикоподшипник:
D = 80; B = 18
Определяем диаметр вала
под зубчатым колесом
dk = dп2 +
2*r
dk = 40 + 2*3 = 46
dб2 = dk + 2÷4
dб2 = 50
4.2 Расчет шпоночных
соединений
4.2.1 Шпонка ведущего
вала
По табл. П 18 с. 77 [1],
выбираем габариты шпонки, в зависимости от диаметра хвостовика вала db1
Т.к. db1 = 22
=> b = 8; h = 7; t1 = 4; t2 =
3.3
Определяем рабочую длину
шпонки из условия прочности на смятие:
lp1 ≥ (2000*T1) / db1*[σ]см*(h – t1),
где
[σ]см – допускаемое
напряжение смятия
[σ]см = 80÷160
[Н/мм²]
lp1 ≥ 2000*50 / 22*130*(7 – 4) = 11.65
Требуемая длина шпонки
l'ш1 ≥
lp1 + b
l'ш1 ≥
11.65+8
l'ш1 =19.65
По табл. П 18 с. 77 [1],
выбираем:
lш ≥ l'ш1
lш = 20
4.2.2 Расчет шпонки
ведомого вал
По табл. П 18 с. 77 [1],
выбираем габариты шпонки, в зависимости от диаметра вала под ведущим колесом dk
dk = 46 => b = 14; h = 9;
t1 = 5.5; t2 = 3.8
Определяем рабочую длину
шпонки:
lp2 ≥ (2000*T2) / dк*[σ]см*(h – t1)
lp2 ≥ 17.64
Требуемая длина шпонки
l'ш2 ≥
lp2 + b
l'ш2 ≥
17.64+14
l'ш2 ≥
31.64
По табл. П 18 с. 77 [1],
выбираем:
lш2 ≥ l'ш2
lш2 = 32
Шпонка под муфту
db2 = 32мм
b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3.3
lp2 = 25.65
lш2 =25.65 +10 =35.65
lш2 = 36
Выбор муфты
Т2 = 160 выбираем размеры
муфты по табл. П17 СТР 75:
d = 32; D = 140; D1 =
130; D0 = 100; D3 = 27; d1 =
70; L = 165; L1 = 80; L2
=66; l1 = 32; l2 = 35; l3 =
20; l = 16; b = 5; dп
=14; dp = М10;
4.3 Конструирование
зубчатого колеса
Высота головки зуба ha = m hf = 1.25 m ; m = 2;
Диаметры вершин зубьев
da1(2) = d1(2) +2m(1+x); da1 = 54; da2=
178;
df = d1(2) – 2m(1.25-x); df1 = 45; df2 =
170;
lст1(2) = (1:1.5) dk1(2); lст1 = 69; lст2 =
54;
4.4
материалы и выбор типа смазывания
В
среднескоростных передачах, не имеющих герметичных картеров, можно применять
пластичное внутришарнирное или капельное смазывание. Пластичное внутришарнирное
смазывание осуществляют периодическим, через 120...180 ч, погружением цепи в
масло, нагретое до температуры, обеспечивающей его разжижение. Пластичный
смазочный материал применим при скорости цепи до 4 м/с, а капельное смазывание
- до 6 м/с. В передачах с цепями крупных шагов предельные скорости для каждого
способа смазывания несколько ниже. При периодической работе и низких скоростях
движения цепи допустимо периодическое смазывание с помощью ручной масленки
(через каждые 6...8 ч). Масло подается на нижнюю ветвь у входа в зацепление со
звездочкой. При капельном ручном, а также струйном смазывании от насоса
необходимо обеспечивать распределение смазочного материала по всей ширине цепи
и попадание его между пластинами для смазывания шарниров. Подводить смазку
предпочтительно на внутреннюю поверхность цепи, Откуда под действием
центробежной силы она лучше подается к шарнирам. В зависимости от нагрузки для
смазывания цепных передач применяют масла индустриальные И-Г-А-46...И-Г-А-68, а
при малых нагрузках Н-Г-А-32.
Для
ответственных силовых передач следует по возможности применять непрерывное
картерноё смазывание видов:
а) окунанием
цепи в масляную ванну, причем погружение цепи в масло в самой глубокой точке не
должно превышать ширины пластины; применяют до скорости цепи 10 м/с во
избежание недопустимого взбалтывания масла;
б)
разбрызгивание с помощью специальных разбрызгивающих выступов или колец и
отражающих щитков, по которым масло стекает на цепь, применяют при скорости
6...12 м/с в случаях, когда уровень масла в ванне не может быть поднят до
расположения цепи;
в)
циркуляционное струйное смазывание от насоса, наиболее совершенный способ, применяют
для мощных быстроходных передач;
г)
циркуляционное центробежное с подачей масла через каналы в валах и звездочках
непосредственно на цепь; применяют при стесненных габаритах передачи, например,
в транспортных машинах;
д)
циркуляционное смазывание распылением капель масла в струе воздуха под
давлением; применяют при скорости более 12 м/с.
В данном случае мы
выбрали непрерывное картерное смазывание с непосредственным окунанием в
масляную ванну