Проектирование привода конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

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

б=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 /? — в зубчатом колесе и в ременной передаче,

где? — общее КПД привода

? = ?Іп ?р ?з,

где

?Іп — КПД подшипниковой передачи

?р — КПД ременной передачи

?з — КПД зубчатой передачи

Из табл. П1 с. 64 [1]

Выбираем: ?п = 0,99; ?р = 0,94; ?з = 0,96

? = (0,99)І * 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

Рґэ? ґРэ

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

Определяем общее передаточное число привода.

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*?п*?з

Т1 = 160 / 3,5*0,99*0,96 = 160 / 3,34 = 50

Вал электродвигателя Тэ = Т1 / Up*?п*?з

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 = 1700 мм

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 = 345 мм

Согласовываем d4 с R 40 по табл. П4 с. 66 [1]

d4 = 355 мм

Определяем минимальное межцентровое расстояние

amin? d4

amin? 355 мм

Определяем необходимую минимальную длину ремня

lmin = 2 amin + [р (dз + d4)/2] + [(d4 — dз)І/4 amin]

lmin = 2 *355 + [3. 14(495/2] + [(355 — 140)І/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

бз = р — [d4 — dз / a]

бз = 3. 14 — [355 — 140 / 394] = 2.6 рад

Определяем линейную скорость ремня

V = р * d4 * n1 / 60 * 1000

V = 3. 14 * 355 1423 / 60 000 = 10.4 м/с

Определяем число пробега ремня

г = 10і*V / l

г = 10і * 10.4 / 1600 = 6. 5

Определяем требуемое число ремней

z? Pэ [a5(kд + 1) + kреж] / Ро*Ср*Сl*Cб*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

Cб — коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива

Cб = 1 — 0,15 (р — бз)

Cz — коэффициент учитывающий число ремней с. 8 [1]

Ро = 291

Ср = 0,75

Сl = 0,3*(1600/1700) + 0,7 = 1

Cб = 0,95

z? 1. 8[0. 5(2 + 1) + 1] / 2. 01*0. 9*1*0. 95 = 3

z? 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*Cб*Cp + qm*VІ, где

qm — масса единицы ремня, определяется по табл. П5 с. 66 [1].

Т.к. V < 10, то qm*VІ не учитывается.

Fo = 0. 78*300 / 3*095*0. 75 = 106 Н

Сила давления на валы

Fв = 2 Fo z sin (б3/2)

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.

ун1 = (унlimb1*kну1) / Sн

ун2 = (унlimb2*kну1) / Sн, где

Sн — коэффициент запаса, определяется по табл. П 13 с. 72 [1]

Sн = 1. 1

унlimb — базовый предел контактной выносливости, определяется по табл. П13 с. 72 [1]

унlimb1(2) = 750мпа

ун1(2) = 612мпа

kну1(2) = 6vNно1(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)*10і*L (kіmax*lmax + kі1*l1 + kі2*l2 + kі3*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*10і*20*(2і0. 005 + 1і*0.4 + 0. 6і*0.2 + 0. 4і*0. 3) = 340 000 000

ki = Ti / Tн

Т.к. Nнe1(2) > Nно1(2), то kну1(2) = 1

Определяем допускаемое расчетное контактное напряжение.

[у]н = (ун1 + ун2)*0,45

[у]н = (682+682)*0,45 = 584

Определяем допускаемые напряжения изгиба

[у]f1 = уf*limb1*kfl1 / Sf [у]f1 = 682*1 / 1. 55 = 350

[у]f2 = уf*limb2*kfl2 / Sf [у]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) 3v T2*kнв / [у]Ін*шва*UІз, где

kнв — коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубьев;

kнв = 1,05ч1,15;

шва — коэффициент ширины зубчатого колеса;

шва = 0,1ч0,6

aw? 430*(3,5 + 1) 3v 160*1,15 / (682)І*0,5*3,5І = 112

Значение aw выбираем из ряда:

90; 100; 112; 125; 140; 160; 180.

аw = 112 мм

Определяем модуль зацепления

m = 2 мм так как улучшение по ряду на с. 16

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

zУ = 2*aw*cosв' / m, где

cosв' = 0,96ч0,98

cosв' = 0,98

zУ = 2*112*0,98 / 2 = 110

Уточняем угол наклона зубьев.

cosв = m* zУ / 2aw

cosв = 2*110 / 2*112= 0,982

в° = arcos (cosв)

в° = 10. 9°

Находим число зубьев шестерни:

z1 = zУ / (Uз + 1)

z1 = 110/ (3,5 + 1) = 24. 45

Полученное число округляем до ближайшего целого z1?25

z2 = zУ — z1

z2 = 110 — 25 = 85

Уточняем передаточное число:

U’з = z2 / z1

U’з = 85 / 25 = 3,4

Погрешность составляет:

д = (Uз — U’з) / Uз * 100%

д = (3.5 — 3. 5) / 3.5 *100% = 2. 86%

Определяем начальные диаметры зубчатых колес:

dw1 = m*z1 / cosв

dw1 = 2*25/0. 98 = 50

dw2 = m* z2 / cosв

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 — 2×1)

df1 = 50 — 2*(2. 5) = 45

df2 = dw2 — m (2.5 — 2×2)

df1 = 178 — 2*(2. 5) = 173

Определяем ширину зубчатых колес:

B1? шbа*аw

B1? 0. 5*112 = 56

B2=B1+(4−6)=56+4=60

Определим линейную скорость колес:

V = (р* dw1*n1) / (60*1000)

V = (3. 14*50*569 / 60 000 = 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*tgб / cosв

Fr = - Fr1 = 2000*0. 363 / 0. 98 = 739 [H]

Fr1 = 6330.8 [H]

осевые силы

Fa1 = - Fa2 = Ft*tgв

Fa1 = - Fa2 = 2000*tg11° = 383 [H]

3.3 Проверочные расчеты зубчатой передачи

3.3. 1 Определяем фактических контактных напряжений

ун = zм*zн*zе*v[(2000*T1*kнв*kнv) / dІw2*b] * [(U'з + 1) / U’з]? [у]н

где zм — коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес. Для стали zм = 275;

zн — коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых эвольвент

zн = 1,76*vcosв = 1. 76

zе — коэффициент, учитывающий перекрытие

zе = v 1 / еб, где еб — коэффициент торцевого перекрытия

еб = [1. 88 — 3. 2(1-x1/z1 + 1+x2/z2]*cosв

еб = [1. 88 — 3.2 (1/25 + 1/110]*0. 98 = 1. 73

zе = v1/1. 73 = v0. 76

kнв — коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4. 2а с. 21 [1], в зависимости от коэффициента ширины колеса.

kнв = 1,2

kнv — динамический коэффициент, определяется по табл. П16 с. 74 [1]

kнv = 1,01

ун = 275*1,76*0,76*v[(2000*50*1. 09*1. 01) / 50І*60] * [(3.4 + 1) / 3. 4] = 371.3 < [у]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 / cosів = 25

zv2 = z2 / cosів = 85; => YF1 = 3. 98 YF2 = 3. 72

Фактическое напряжение изгиба для более слабого колеса

уF2 = Ft*YF2*kFв*kFV*Yв / b*m? [у]F2 = 483. 9, где

kFв — коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4а с. 20 [1]

kFв = 1,15

kFV — определяется по табл. П 16 с. 74 [1]

kFV = 1, 1

Yв — коэффициент наклона контактной линии

Yв = 1 — (вє / 140) = 1 — (11 / 140) = 0. 92

[у]F1 = (2000*3,98*1,15*1, 1*0,92) / 56*2 = 100

[у]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 3v T1 / 0. 2*[ф], где

ф — допускаемое напряжение кручения

[ф] = 18ч28

db1 = 22 мм

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 = 32 мм

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 + 2ч4

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*[у]см*(h — t1), где

[у]см — допускаемое напряжение смятия

[у]см = 80ч160 [Н/ммІ]

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*[у]см*(h — t1)

lp2? 2000*160 / 46*130*(9 — 5. 5)

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 = 32 мм

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

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой