Проектирование привода конвейера - Курсовая работа

Определяем мощность на валу барабана конвейера Определяем общее передаточное число привода. 2.1 Определяем максимальный расчетный момент на ведущем шкиве Определяем угол обхвата ведущего шкива ?з = ? - [d4 - dз / a] ?з = 3.14 - [355 - 140 / 394] = 2.6 рад Ро - мощность передаваемая одним ремнем, определяется по табл.

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 ?=20 тыс.ч. число смен в сутки 1 кмах=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. (Изза потерь в подшипнике).

Рэ = Рб / ? - в зубчатом колесе и в ременной передаче, где ? - общее КПД привода ? = ??п ?p ?з, где ??п - КПД подшипниковой передачи ?p - КПД ременной передачи ?з - КПД зубчатой передачи

Из табл. П1 с.64 [1]

Выбираем: ?п = 0,99; ?p = 0,94; ?з = 0,96 ? = (0,99)? * 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 nc = 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 * Up, где Uз - передаточное число зубчатой передачи; Up - передаточное число ременной передачи По табл. П1 с.64 [1] выбираем передаточное число для зубчатой и ременной передач.

Uз = 3,5, а Up = 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

Трмах = 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

Тмах = 21[0,5(2 1) 1] = 53

По табл. П5 с.66 [1]

Так как 15нм < Трмах < 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 [?(dз d4)/2] [(d4 - dз)?/4 amin] lmin = 2 *355 [3.14(495/2] [(355 - 140)?/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 ?з = ? - [d4 - dз / a] ?з = 3.14 - [355 - 140 / 394] = 2.6 рад

Определяем линейную скорость ремня

V = ? * d4 * n1 / 60 * 1000

V = 3.14 * 355 1423 / 60000 = 10.4 м/с

Определяем число пробега ремня ? = 10?*V / l ? = 10? * 10.4 / 1600 = 6.5

Определяем требуемое число ремней z ? Рэ [а5(кд 1) креж] / Ро*Ср*Cl*C?*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 кмах;

Cl - коэффициент учитывающий длину ремня

Cl = 0,3 * (l/lo) 0.7

C? - коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива

C? = 1 - 0,15 (? - ?з)

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

Ро = 291

Ср = 0,75

Cl = 0,3*(1600/1700) 0,7 = 1

C? = 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*Тэ / d3

Ft = 2000*21 / 140 = 300 Н

Определяем силу предварительного натяжения

Fo = 0.78*Ft / z*C?*Cp qm*V?, где qm - масса единицы ремня, определяется по табл. П5 с.66 [1].

Т.к. V < 10, то qm*V? не учитывается.

Fo = 0.78*300 / 3*095*0.75 = 106 Н

Сила давления на валы

Fв = 2 Fo z sin (?3/2)

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. ?н1 = (?нlimb1*kн?1) / Sн ?н2 = (?нlimb2*kн?1) / Sн, где

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

Sн = 1.1 ?нlimb - базовый предел контактной выносливости, определяется по табл. П13 с.72 [1] ?нlimb1(2) = 750мпа ?н1(2) = 612мпа kн?1(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)*10?*L(k?max*lmax k?1*l1 k?2*l2 k?3*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*10?*20*(2?0.005 1?*0.4 0.6?*0.2 0.4?*0.3) = 340000000 ki = Ti / Тн

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

Определяем допускаемое расчетное контактное напряжение.

[?]н = (?н1 ?н2)*0,45

[?]н = (682 682)*0,45 = 584

Определяем допускаемые напряжения изгиба

[?]f1 = ?f*limb1*kfl1 / Sf [?]f1 = 682*1 / 1.55 = 350

[?]f2 = ?f*limb2*kfl2 / Sf [?]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*kн? / [?]?н*?ва*U?з,где kн? - коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубьев;

kн? = 1,05?1,15;

?ва - коэффициент ширины зубчатого колеса;

?ва = 0,1?0,6 aw ? 430*(3,5 1) 3v 160*1,15 / (682)?*0,5*3,5? = 112

Значение aw выбираем из ряда: 90; 100; 112; 125; 140; 160; 180. aw = 112мм

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

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

Z? = 2*aw*cos?’ / m, где cos?’ = 0,96?0,98 cos?’ = 0,98

Z? = 2*112*0,98 / 2 = 110

Уточняем угол наклона зубьев. cos? = m* Z? / 2aw cos? = 2*110 / 2*112= 0,982 ?° = arcos(cos?) ?° = 10.9°

Находим число зубьев шестерни: z1 = Z? / (Uз 1) z1 = 110/ (3,5 1) = 24.45

Полученное число округляем до ближайшего целого z1?25 z2 = Z? - z1 z2 = 110 - 25 = 85

Уточняем передаточное число: U’з = z2 / z1

U’з = 85 / 25 = 3,4

Погрешность составляет: ? = (Uз - U’з) / Uз * 100% ? = (3.5 - 3.5) / 3.5 *100% = 2.86%

Определяем начальные диаметры зубчатых колес: dw1 = m*z1 / cos? dw1 = 2*25/0.98 = 50 dw2 = m* z2 / cos? dw2 = 2*85/0.98 =174

Проверка: aw = (dw1 dw2) / 2 aw = (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 ? ?bа*aw

B1 ? 0.5*112 = 56

B2=B1 (4-6)=56 4=60

Определим линейную скорость колес: V = (?* 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*tg? / cos?

Fr = - Fr1 = 2000*0.363 / 0.98 = 739 [H]

Fr1 = 6330.8 [H] осевые силы

Fa1 = - Fa2 = Ft*tg?

Fa1 = - Fa2 = 2000*tg11° = 383 [H]

3.3 Проверочные расчеты зубчатой передачи

3.3.1 Определяем фактических контактных напряжений ?н = zm*zн*z?*v[(2000*T1*kн?*kнv) / d?w2*b] * [(U’з 1) / U’з] ? [?]н где zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес. Для стали zm = 275;

zн - коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых эвольвент zн = 1,76*vcos? = 1.76 z? - коэффициент, учитывающий перекрытие z? = v 1 / ??, где ?? - коэффициент торцевого перекрытия ?? = [1.88 - 3.2(1-x1/z1 1 x2/z2]*cos? ?? = [1.88 - 3.2 (1/25 1/110]*0.98 = 1.73 z? = v1/1.73 = v0.76

kн? - коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4.2а с.21 [1], в зависимости от коэффициента ширины колеса. kн? = 1,2 kнv - динамический коэффициент, определяется по табл. П16 с. 74 [1] kнv = 1,01 ?н = 275*1,76*0,76*v[(2000*50*1.09*1.01) / 50?*60] * [(3.4 1) / 3.4] = 371.3 < [?]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 / cos?? = 25 zv2 = z2 / cos?? = 85; => YF1 = 3.98 YF2 = 3.72

Фактическое напряжение изгиба для более слабого колеса

?F2 = Ft*YF2*KF?*KFV*Y? / b*m ? [?]F2 = 483.9, где

KF? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4а с.20 [1]

KF? = 1,15

KFV - определяется по табл. П 16 с. 74 [1]

KFV = 1, 1

Y? - коэффициент наклона контактной линии

Y? = 1 - (?? / 140) = 1 - (11 / 140) = 0.92

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

[?]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*[?], где ? - допускаемое напряжение кручения

[?] = 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*[?]см*(h - t1), где

[?]см - допускаемое напряжение смятия

[?]см = 80?160 [Н/мм?] 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) / dk*[?]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 = 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;

lct1(2) = (1:1.5) dk1(2); lct1 = 69; lct2 = 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 картерное 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