Расчет и проектирование привода пластинчатого конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

Содержание

пластинчатый конвейер привод

Техническое задание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя и редуктора

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

1.2 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного

органа и двигателя

1.4 Выбор электродвигателя

1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

2. Проектный расчет открытой зубчатой передачи

2.1 Материалы и термообработка

2.2 Коэффициент ширины передач относительно диаметра шестерни

2.3 Коэффициент К

2.4 Число зубьев зубчатых колес

2.5 Коэффициент

2.6 Модуль зацепления

2.7 Геометрические размеры зубчатых колес

3. Проверочный расчет открытой передачи

3.2 Проверочный расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

4. Силы в зацеплении передач

4.1 Окружная сила

4.2 Радиальная сила

5. Компоновка вала приводных звездочек

5.1 Проектный расчет вала

5.2 Выбор подшипников и шпонок

5. 3Проверочный расчет вала на статическую прочность

5.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

5.5 Проверочный расчет шпоночного соединения

6. Расчет комбинированной муфты

6.1 Выбор стандартной упругой полумуфты

6.2 Расчет фрикционной дисковой полумуфты

6.3 Рачет пружины сжатия

Список использованных источников

Введение

пластинчатый конвейер привод

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода пластинчатого конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и числа и шагом зубьев звездочки исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам, частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель и редуктор. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ зубчатой цилиндрической передачи.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

Мощность P4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

,

где Ft — окружное усилие, Н;

vt — окружная скорость, м/с (см. рис. 1).

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

,

где з — общий КПД привода равный

з1 — КПД муфты з1 = 0,98;

з2 — КПД редуктора з2 = 0,94

з3 — КПД открытой зубчатой цилиндрической передачи, з3 = 0,94;

При этом:

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

Частота n4, мин-1, вращения вала:

где D — диаметр барабана ленточного конвейера, мм;

1 — электродвигатель;

2 — комбинированная муфта;

3 — двухступенчатый планетарный редуктор;

4 — открытая цилиндрическая передача;

5 — звездочки приводные.

Рисунок 1.1 — Кинематическая схема привода пластинчатого конвейера

Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:

,

где i — передаточное отношение привода,

i1 — передаточное отношение планетарного 2-х ступенчатого редуктора, i1=25…125

i2 — передаточное отношение открытой зубчатой цилиндрической передачи, i2=3…7;

По формуле (1. 5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:

;

.

1.4 Выбор электродвигателя

Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель — АИР71В2У3 IM1081 [1] (рис. 1. 2) [2]. Мощность РДВ = 1,1 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин-1. (хуйня конеш, но пойдет)

Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле:

где nc — синхронная частота вращения, мин-1, nc=3000 мин-1[2];

S — относительное скольжение вала, %, S=6,5%;

38

1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:

,

Подставив, значения получим:

Назначаем передаточное отношение i2 открытой передачи

i2 = 2.

Таким образом, передаточное отношение редуктора iр вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных цилиндрических двухступенчатых редукторов по ГОСТ 20 373 i1 = 100. Тогда передаточное отношение открытой зубчатой передачи равно:

Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

j = 1, 2… k-1,

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

Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

j = 1, 2… k-1,

Тогда частота вращения 3-го вала будет равна:

Вращающие моменты вычислим по формуле:

j = 1,2…k,

Вычислим вращающие моменты на всех валах:

Вычисленные параметры запишем в таблицу.

Таблица 1.2 — Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала

Мощность Р, кВт

Частота вращения n, мин-1

Вращающий момент Т, Нм

1

1,125

2805

3,83

3

1,037

28,05

353

4

0,975

7,43

1253

Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный планетарный двухступенчатый редуктор Пз2−50−100−3-1−380 ГОСТ 27 142–86, Твых = 500 Нм при nвх = 3000 мин-1 [2].

2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Материалы и термобработка

Для колес зубчатой передачи следует провести цементацию (поверхностное насыщение зубьев углеродом с последующей закалкой и низким отпуском). Поверхностная закалка ТВЧ.

Шестерня — Сталь 58 ГОСТ 1050–88; ННВ1=560 НВ; Н1=55 HRC.

Колесо — Сталь 58 ГОСТ 1050–88; ННВ1=560 НВ; Н1=50 HRC.

Предел контактной выносливости:

2.2 Коэффициент ширины передач относительно диаметра шестерни

Определяется в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев и от расположения опор.

т.к. консольное расположение колеса относительно опор и твердость колес Н1,2?350 НВ.

2.3 Коэффициент

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе. Определяется по зависимости от параметра, твердости и расположения зубчатых колес относительно опор.

При твердости Н1,2> 350 HV и коэффициент.

2.4 Число зубьев зубчатых колес

Для шестерни число зубьев примем z1= 20. число зубьев колеса z2= z1•u = 20•3,7752?76. Число зубьев колеса округлим до целого с уточнением передаточного числа:

2.5 Коэффициент

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется отдельно для шестерни и колеса в зависимости от эквивалентного числа зубьев. Для прямозубых передач:

.

Тогда

;

.

2.6 Модуль зацепления

Модуль зацепления определяем из условия выносливости зубьев по изгибу

где Кm вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач: Кm = 14.

Допускаемые напряжения изгиба уFP, не вызывающие усталостного разрушения материала, определяется как для шестерни, так и для колеса каждой из рассчитываемых передач

где — предел выносливости материала шестерни и колеса;

— минимальный коэффициент запаса прочности,;

— коэффициент долговечности, вычисляемый отдельно для шестерни и колеса

— показатель степени, для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зубьев Н1,2> 350НВ,;

— базовое число циклов напряжений изгиба, соответствующее перегибу кривой усталости,;

— эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода, рассчитываемое по формуле

— коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на изгиб, принимаемый в зависимости от типового режима нагружения зубчатой передачи, при среднем нормальном режиме и получим;

— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки на зубьях, принимаемый в зависимости от условий нагружения и от термообработки зубьев,.

Коэффициент долговечности:

Допускаемые напряжения изгибадля шестерни и колеса:

МПа;

МПа.

Тогда

2.7 Геометрические размеры зубчатых колес

Делительный диаметр зубьев:

— шестерня мм;

— колесо мм.

Диаметр вершин зубьев:

— шестерня мм;

— колесо мм.

Диаметр впадин зубьев:

— шестерня мм;

— колесо мм.

Межосевое расстояние

3. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.2 Проверочный расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

3.2.1 Коэффициент

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе. Определяется по зависимости от параметра, твердости и расположения зубчатых колес относительно опор.

При твердости Н1,2> 350 HV и коэффициент.

3.2.2 Коэффициент

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьев. При расчете на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность, т. е. ==1,0.

3.2.3 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

;

где — удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб

;

— коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля зубьев, при твердости Н1,2> 350 HV и непрямых зубьях;

— коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, при модуле 5 мм и 9-ой степени точности, коэффициент =82.

Удельная окружная динамическая сила

Н/мм;

Коэффициент

.

3.2.4 Удельная расчетная окружная сила

;

Н/мм.

3.2.5 Коэффициент

Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется отдельно для шестерни и колеса в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

— для щестерни;

— для колеса.

3.2.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев для косозубых передач

Для прямозубых передач Yе=1.

3.2.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Для прямозубых передач

3.2.8 Расчётное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба

.

Допускаемые напряжения изгиба уFP, не вызывающие усталостного разрушения материала, определяется как для шестерни, так и для колеса каждой из рассчитываемых передач

Этот расчёт проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса

МПа;

МПа.

4. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ПЕРЕДАЧ

4.1 Окружная сила

;

где Т1 — вращающий момент на шестерне, Нм;

dw1 — начальный диаметр шестерни, мм;

kН.

4.2 Радиальная сила

;

где бw — угол зацепления в нормальном сечении, бw=20°;

kН.

5. КОМПОНОВКА ВАЛА ПРИВОДНЫХ ЗВЕЗДОЧЕК

5.1 Проектный расчет вала

Диаметр вала определяем по формуле:

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников примем dП=70 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1214 по ГОСТ 24 428–90 примем dБП =80 мм [2]:

Диаметр цапф вала под ступицами звездочек примем: dВ = 75 мм.

Длина конца вала примем lк = 100 мм.

Длина ступицы звездочки lст = 90 мм.

5.2 Выбор подшипников и шпонок

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его со звездочкой определяем размеры шпонки.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 75 мм [2]:

— высота шпонки h = 12 мм;

— ширина шпонки b = 20 мм;

— длина шпонки l = 90 мм;

— глубина паза вала t1 = 7,5 мм;

— глубина паза ступицы t2 = 4,9 мм.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с зубчатым колесом определяем размеры шпонки вала под зубчатым колесом.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 68 мм [2]:

— высота шпонки h = 12 мм;

— ширина шпонки b = 20 мм;

— длина шпонки l = 100 мм;

— глубина паза вала t1 = 7,5 мм;

— глубина паза ступицы t2 = 4,9 мм.

Рисунок 5.1 — Эскиз шпоночного соединения.

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

№ 1214 [2, т. 2].

— диаметр отверстия dП = 70 мм;

— диаметр внешнего кольца D = 125 мм;

— ширина подшипника В = 24 мм;

— координата фаски r = 3,0 мм;

— динамическая радиальная грузоподъёмность Cr = 34,5кН;

— статическая радиальная грузоподъёмность C0r = 18,7 кН.

Выбираем корпуса подшипников:

Корпус УБ125 ГОСТ 13 218.3 — 80 [2, т. 2].

Ширина корпуса подшипника Bк = 48 мм.

Выбираем торцовые крышки подшипников с отверстием для манжетного уплотнения:

Крышка 12 — 125? 80 ГОСТ 18 512– — 73 [2, т. 2].

Высота крышки подшипника hк = 15 мм.

Выбираем торцовые глухие крышки подшипников:

Крышка 22 — 125 ГОСТ 18 511– — 73 [2, т. 2].

Выбор уплотнительной манжеты:

Манжета 1 — 80? 105 — 3 ГОСТ 8752– — 79 [2, т. 3].

Рисунок 5.2 — Эскиз подшипника.

Рисунок 5.3 — Эскиз корпуса УМ 140

Рисунок 5.4 — Эскиз торцевых крышек: а) крышка 12 — 125? 80,

б) крышка 22 — 125.

5.3 Конструктивные размеры звездочек

Делительный диаметр звездочки мм.

Для определения других размеров звездочки необходимо выбрать цепь. Выбираем цепь по шагу t=50 мм и разрушающей нагрузке Qразр.

,

Т.к цепей 2 штуки, то

Выбираем тяговую пластинчатую втулочную цепь М 28−50−2-1 (рис. 5. 5) тип 2, исполнение 1 по ГОСТ 588–81 [2, Т. 2, с. 618].

1 — валик, 2 — втулка, 3 — ролик, 4 — внутренняя пластина, 5 — наружная пластина, 6 — ригель, 7 — болт, 8 — шайба, 9 — полый ролик.

Рисунок 5.5 — Цепь М 28−50−2-1 ГОСТ 588–81

Таблица 5.1 — Параметры цепи М 28−50−2-1 ГОСТ 588–81, мм

b1

b3

dp

h

40

17

15

20

Определим диаметр окружности впадин зубьев звездочки:

.

Определим диаметр вершин зубьев звездочки:

.

Определим ширину зуба звездочки:

.

Определим длину ступицы:

.

Принимаю =100 мм.

Определим диаметр ступицы:

.

Эскиз звездочки приводной представлен на рисунке 5.6.

Рисунок 5.6 — Звездочка приводная

5.4 Компоновка узла звездочки, назначение размеров

Зная все необходимые детали, их размеры, скомпонуем узел звездочки.

Назначим размеры узла звездочки:

lвx = 100 мм — длина конца вала по ГОСТ 12 080–66 [2, Т. 2, с. 12];

= 35 мм — зазор между концом вала и крышкой подшипника;

= 91 мм — зазор между ступицей звездочки и крышкой подшипника;

=4мм- ширина кольца;

Hк = 23 мм — ширина крышки;

Вк = 48 мм — ширина корпуса подшипника;

lст =90 мм — ширина ступицы звездочки:

Рассчитаем необходимые размеры а,, b, c:

;

;

5.5 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту

Окружная сила действующая на вал со стороны цепей через звездочки:

Fв = F1+F2;

где

F1 = Ft/0,85 =7500/0,85= 8,824 kН,

F2 = 0,15• F1= 0,15•8,824 = 1,324 kН.

Тогда

FB = F1 + F2 = 8,824 + 1,324 = 10,148 kH.

Из уравнения моментов найдем реакции опор RA и RВ:

Для определения опасного сечения найдем суммарные моменты:

Опасным сечением является сечение К, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

где dК — Диаметр вала в сечении К, мм.

Тогда:

Допускаемое напряжение [у], МПа:

где Kр — коэффициент режима работы, Kр =2,0;

и] - допускаемое напряжение изгиба, МПа.

где уТ — предел текучести материала (Сталь 45), уТ = 320 МПа;

[n] - коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:

41,73 МПа? 80 МПа, — условие выполняется.

Рисунок 5.6 — Расчетная схема вала исполнительного органа

5.6 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

где V — коэффициент внутреннего кольца, V = 1 [3];

КТ — температурный коэффициент, КТ = 1 [3];

Х — коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1 [3];

КБ — коэффициент безопасности, КБ = 1,3 [3].

Fr = FA =

.

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

где a1 — коэффициент долговечности, a1 = 1;

a23 — коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,5 [3];

Сравниваем с требуемым ресурсом= 15 000, ч:

Условие выполняется, следовательно подшипник 1214- годен.

5.7 Проверочный расчет шпоночного соединения

Проведем проверочный расчет шпонки вала под зубчатое колесо, так как имея меньший диаметр, при прочих равных условиях, данное соединение является опасным.

Условие работоспособности шпонки вала:

где Т — передаваемый момент, Т = 1253 Нм;

d — диаметр вала, d = 68 мм;

lр — рабочая длина шпонки, мм:

lр = l — b = 90 — 20 = 70 мм;

k — глубина врезания шпонки, мм:

k = h — t1 =12 — 7,5 = 4,5 мм.

см] -допускаемое напряжение смятия, [усм]< 120 МПа.

117МПа < 120 МПа условие выполняется.

6. РАСЧЕТ КОМБИНИРОВАННОЙ МУФТЫ

Комбинированная муфта состоит из упругой полумуфты МУВТ и фрикционной дисковой полумуфты.

6.1 Выбор стандартной упругой полумуфты

Упругую муфту выбираем стандартную, на основе заданного Тр=16 Нм ГОСТ- 12 424−93 [4, стр. 374]:

zn=4 — кол-во пальцев; dn=50 мм — диаметр расположения пальцев.

6.2 Расчет фрикционной дисковой полумуфты

Предохранительная муфта — фрикционная дисковая для соединения валов диаметром d = 20 мм.

Найдем DН и DВН — соответственно, наружный и внутренний диаметры кольцевой поверхности трения дисков:

DН=(3,55)d,

DВН=(1,53)d;

где d — диаметр вала, на который насаживается муфта.

DН=(3,54). 20 = 60 100 мм.

Принимаем

DН=100 мм.

DВН=(1,53). 20 = 30 60 мм.

Принимаем

DВН=60 мм.

Диски выбираем из стали, коэффициент трения по стали f = 0,15, допускаемое давление [p]=0,25 МПа [4,стр. 381]

Момент срабатывания полумуфты под действием критической нагрузки регулируют пружинами, создающими осевую силу Fа; предельное значение ее определяют из условия, чтобы давление на диски не превышало допускаемой величины [р]:

,

Н.

Предельный момент Tпр. начала срабатывания муфты определяют из условия равенства его моменту от сил трения на дисках:

,

где f=0,15 — коэффициент трения;

R — приведенный радиус кольца трения,

,

.

Увеличиваем расчетный момент на 10%, получаем предельный момент:

Тпр= 7,85+0,785= 8,635 Н. м.

Искомое число пар трения:

,

.

Округляем до большего четного числа, z=2.

Число ведущих дисков:

z1 = 0,5z,

z1=1.

Число ведомых дисков:

z2 = z1 + 1,

z2=2.

Потребная сила сжатия дисков:

,

Н.

6.3 Рачет пружины сжатия

Располагаем m = 3 пружин.

Сила пружины при максимальной деформации:

Н.

Сила пружины при рабочей деформации:

Н.

Выбираем пружину сжатия по ГОСТ 13 771–86 № 393, II класса 2-го разряда с d= 2,2 мм; D = 15 мм; С1=109,1 Н/мм; S3=2,283 мм, Fmax=250 Н [2, т. 3].

Где d — диаметр проволоки, D — наружный диаметр пружины, С1 — жесткость одного витка, S3 — наибольший прогиб одного витка.

D0 = D-d = 15 — 2,2 = 13,8 мм.

Принимаем число рабочих витков nр = 5, тогда жесткость одного витка:

Н/мм.

Деформация, мм

?=F/Спр,

Рабочая деформация:

?2= мм.

Максимальная деформация:

?3=мм.

Высота пружины при максимальной деформации, мм:

H3 = (n1 — 0,5). d,

где n1 — полное число витков,

n1= nр + n3,

где nр — число рабочих витков;

n3 — число зашлифованных витков, принимаем n3=2.

n1= 5+2= 7.

H3= (7- 0,5). 2,2= 15,4 мм.

Высота пружины в свободном состоянии:

H0 = H3 + ?3 = 15,4+10,5= 25,9 мм.

H2 = H0 — ?2 = 25,9 — 9,96= 15,94 мм.

Шаг t = S3 + d = 2,283 + 2,2 = 4,483 мм.

Вычислим отношение H0/D0 = 25,9/15 = 1,727.

, соблюдено, значит проверка пружины на устойчивость не требуется.

Рисунок 6.2 — Пружина сжатия

Список литературы

1. Устиновсий Е. П., Шевцов Ю. А., Яшков Ю. К., Уланов А. Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. — Челябинск: ЧГТУ, 1992.

2. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. — М.: Машиностроение, 1992.

3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. — 6-е изд., исп. — М.: Высш. шк., 2000. — 477с., ил.

4. Ряховский О. А., Иванов С. С. Справочник по муфтам. — Л.: Политехника, 1991. — 384 с.: ил.

5. Сохрин П. П., Устиновский Е. П., Шевцов Ю. А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. — Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. — 67 с.

6. Чурюкин В. А., Яшков Ю. К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. — Челябинск: ЧГТУ, 1986. — 61 с.

7. Сохрин П. П., Кулешов В. В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. — 94 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой