Проектирование привода пластинчатого конвейера
Оглавление
Задание
Введение
1. Описание назначения и устройства проектируемого привода.
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений.
4. Расчет первой ступени редуктора.
5. Расчет второй ступени редуктора.
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора.
7. Расчет ременной передачи.
8. Расчет тяговой звездочки.
9. Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него.
10. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него.
11. Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него.
12. Расчет приводного вала и расчет подшипников для него.
13. Смазка.
14. Проверка прочности шпоночных соединений.
15. Расчет зубчатой муфты.
16. Сборка редуктора.
Список использованной литературы.
Приложение: спецификация редуктора.
Задание 8
Проект привода пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех.
Спроектировать привод пластинчатого конвейера для транспортировки сырья со склада фабрики в цех, состоящий из электродвигателя, клиноременной передачи, цилиндрического прямозубого редуктора, зубчатой муфты, приводного вала и приводных звездочек.
Техническая характеристика привода:
Окружная сила на звездочках F4, кН: 40.
Окружная скорость на звездочках V4, м/с: 0,05.
Число зубьев звездочки z: 8.
Шаг зубьев звездочки t, мм: 80.
Режим работы: легкий.
Введение
Редуктор является неотъемлемой составной частью современного оборудования. Разнообразие требований, предъявляемых к редукторам, предопределяет широкий ассортимент их типов, типоразмеров, конструктивных исполнений, передаточных отношений и схем сборки.
При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения - 85%, в дорожных машинах - 75%, в автомобилях - 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
Описание назначения и устройства проектируемого привода
Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу пластинчатого конвейера. В состав данного привода входят:
Электродвигатель.
Клиноременная передача.
Цилиндрический прямозубый редуктор.
Зубчатая муфта.
Приводные звездочки.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через клиноременную передачу передается на быстроходный вал редуктора. В качестве электродвигателя широкое применение получили асинхронные двигатели. В этих двигателях значительное изменение нагрузки вызывает несущественное изменение частоты вращения ротора.
Цилиндрический прямозубый редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент.
Зубчатая муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу пластинчатого конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера.
Приводные звездочки установлены на приводном валу и приводят в движение цепи конвейера.
Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
Расчет ведем по [1].
Потребляемая мощность привода:
Рвых = F4 · V4 = 40 · 103 · 0,05 = 2 кВт.
Требуемая мощность двигателя:
Рэ потр = Рвых/ ηобщ , где:
ηобщ = ηр п · ηред · ηм · ηп - общий КПД привода.
ηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп2 · ηп3
По таблице 1.1 из [1]:
ηцп = 0,96…0,98; принимаем ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηм = 0,98 – КПД муфты.
ηр п = 0,94…0,96 – ременная передача; принимаем ηр п = 0,95.
ηред = 0,972 · 0,993 = 0,91
ηобщ = 0,95 · 0,91 · 0,98 · 0,99 = 0,84
Рэ потр = 2 / 0,84 = 2,38 кВт.
Частота вращения вала электродвигателя:
nэ = nвых · Uр п · U1 · U2 , где:
Uр п – передаточное число ременной передачи;
U1 – передаточное число цилиндрической передачи (1 ступень);
U2 – передаточное число цилиндрической передачи (2 ступень).
По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
Uр п = 3
U1 = 4;
U2 = 3.
nвых = 60v / (πDзв) = 60 · 0,05 / (3,14 · 0, 204) = 4,68 об/мин
Dзв = ztзв / (π · 103) = 8 · 80 / (3,14 · 103) = 0,204 м
nэ = 4,68 · 3 · 4 · 3 = 168,5 об/мин
По таблице 24.8 [1] выбираем электродвигатель серии 4А: 112МВ8: Р = 3 кВт; n = 700 об/мин.
Общее передаточное число привода:
Uобщ = Uр п · U1 · U2 = n / nвых = 700/4,68 = 149,6
Возьмем Uр п = 6, тогда:
Uред = Uобщ / Uр п = 149,6 / 6 = 24,93
По таблице 1.3 [1]:
U1 = Uред / U2 = 24,93 / 4,39 = 5,68
U2 = 0,88
= 0,88
= 4,39
Частота вращения валов:
nдв = n = 700 об/мин;
n1 = nдв / Uр п = 700 / 6 = 116,7 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 116,7 / 5,68 = 20,55 об/мин;
n3 = nвых = 4,68 об/мин.
Угловые скорости валов:
ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 116,7 / 30 = 12,2 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 20,55 / 30 = 2,2 рад/с;
ω3= ωвых = πn3 / 30 = 3,14 · 4,68 / 30 = 0,49 рад/с.
Вращающие моменты на валах:
Твых = Т3 = F4 Dзв / 2 = 40 · 103 · 0,204 / 2 = 4080 Н·м;
Т2 = Т3 / (ηцп · U2) = 4080 / (0,97 · 4,39) = 958,1 Н·м;
Т1 = Т2 / (ηцп · U1) = 958,1 / (0,97 · 5,68) = 173,9 Н·м.
Мощности на валах:
Р1 = Р · ηр п · ηп = 3 · 0,95 · 0,99 = 2,82 кВт;
Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 2,82 · 0,97 · 0,99 = 2,71 кВт;
Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 2,71 · 0,97 · 0,99 = 2,6 кВт;
Рвых = Р3 · ηм · ηп = 2,6 · 0,98 · 0,99 = 2,52 кВт.
3. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
По таблице 2.1 [1] выбираем материалы колеса и шестерни.
Материал колес – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 235…262 НВ2;
248,5 НВСР2; σв = 780 МПа; σт = 640 МПа; τ = 335 МПа.
Материал шестерен – сталь 40Х; термообработка – улучшение: 269…302 НВ1; 285,5 НВСР1; σв = 890 МПа; σт = 750 МПа; τ = 380 МПа.
Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба для шестерни и колеса принимаем по таблице 2.2 [1]:
[σ]F1 = 1,03HBCP1 = 285,5 · 1,03 = 294 МПа
[σ]F2 = 1,03HBCP2 = 248,5 · 1,03 = 256 МПа
[σ]H1max = 2,8 σт = 2,8 · 750 = 2100 МПа
[σ]H2max = 2,8 σт = 2,8 · 640 = 1792 МПа
[σ]F1max = 2,74 HBCP1 = 2,74 · 285,5 = 782,3 МПа
[σ]F2max = 2,74 HBCP2 = 2,74 · 248,5 = 680,9 МПа
Предел контакта на выносливость:
σH01 = 2HBCP1 + 70 = 285,5 · 2 + 70 = 641 МПа
σH02 = 2HBCP2 + 70 = 248,5 · 2 + 70 = 567 МПа
SH = 1,2 – коэффициент безопасности [2]
Коэффициент долговечности:
КНL1
=
;
КНL2
=
;
Базовое число циклов:
NH01 = 19,9 · 106; NH02 = 16,6 · 106 [2]
Эквивалентное число циклов:
NHЕ1 = 60n1ctΣKHE = 60 · 116,7 · 1 · 6408 · 0,13 = 5,8 · 106
NHЕ2 = 60n2ctΣKHE = 60 · 20,55 · 1 · 6408 · 0,13 = 1,03 · 106
c – число зубьев, находящихся в зацеплении за один оборот.
Коэффициент эквивалентного числа циклов:
KHE = 0,13 – легкий режим работы [3].
Суммарный срок службы передачи:
tΣ = 356LКГ24КС = 356 · 10 · 0,3 · 24 · 0,25 = 6408 ч
L = 10 – срок службы передачи при легком режиме работы [3].
КГ = 0,3 – коэффициент использования передачи в году [3].
КС = 0,25 - коэффициент использования передачи в сутки [3].
КНL1
=
= 1,23; КНL2
=
= 1,6
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]H1
=
=
= 657 МПа
[σ]H2
=
=
= 756 МПа
Для дальнейших расчетов принимаем: [σ]H = [σ]H1 = 657 МПа.
4. Расчет первой ступени редуктора
Исходные данные: U1 = 5,68; Т2 = 958,1 Н·м; n2 = 20,55 об/мин.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α1
= Кα(U1
+ 1)
= 495 · (5,68 + 1)
= 199,2 мм.
Кα = 495 – для прямозубых передач, [3].
КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α1 = 200 мм.
m = (0,01-0,02) α1 = 2-4 мм, принимаем m = 2 мм.
z1 = 2α1 / m(U1 + 1) = 2 · 200 / 2 · (5,68 + 1) = 30
z2 = z1U1 = 30 · 5,68 = 170
d1 = m z1 = 2 · 30 = 60 мм
da1 = d1 + 2m = 60 + 2 · 2 = 64 мм
dt1 = d1 – 2,5m = 60 – 2,5 · 2 = 55 мм
d2 = m z2 = 2 · 170 = 340 мм
da2 = d2 + 2m = 340 + 2 · 2 = 344 мм
dt2 = d2 – 2,5m = 340 – 2,5 · 2 = 335 мм
b2 = ψва · α1 = 0,315 · 200 = 63 мм
b1 = b2 + 5 = 63 + 5 = 68 мм
Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2 = 2Т1 / d1 = 2 · 173,9 / 0,06 = 5797 H
радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 5797 · tg 20° = 2110 H
[σF1] / уF1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 5797 · 1,3 · 3,6 / 63 · 2 = 215 МПа<[σ]F2 = 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при перегрузке:
σFmax = σF · Тmax / Тном = 215 · 2,2 = 473 < [σFmax] = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
σН
=
=
=
595 МПа < [σ]Н=657
МПа
КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα = 1 [2]; КНβ = 1 [2]; КНV = 1,05 [2].
Проверка контактных напряжений при перегрузке:
σmax
= σН
·
= 595 ·
= 882 МПа < [σ]Hmax
= 1792 МПа
Окружная скорость в зацеплении:
V1 =
= 3,14 · 0,06 · 116,7 / 60 = 0,37 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].
5. Расчет второй ступени редуктора
Исходные данные: U2 = 4,39; Т3 = 4080 Н·м; n3 = 4,68 об/мин.
Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:
α2
= Кα(U2
+ 1)
= 495 · (4,39 + 1)
= 309 мм.
Кα = 495 – для прямозубых передач, [3].
КНβ = 1 – при постоянной нагрузке.
Принимаем α2 = 315 мм.
m = (0,01-0,02) α2 = 3,15-6,3 мм, принимаем m = 4 мм.
z1 = 2α2 / m(U2 + 1) = 2 · 315 / 4 · (4,39 + 1) = 29
z2 = z1U2 = 29 · 4,39 = 127
d1 = m z1 = 4 · 29 = 116 мм
da1 = d1 + 2m = 116 + 2 · 4 = 124 мм
dt1 = d1 – 2,5m = 116 – 2,5 · 4 = 106 мм
d2 = m z2 = 4 · 127 = 508 мм
da2 = d2 + 2m = 508 + 2 · 4 = 516 мм
dt2 = d2 – 2,5m = 508 – 2,5 · 4 = 498 мм
b2 = ψва · α2 = 0,315 · 315 = 100 мм
b1 = b2 + 5 = 100 + 5 = 105 мм
Коэффициент формы зуба: уF1 = 4,07, уF2 = 3,6 [2].
Усилия в зацеплении:
окружное: Ft1 = Ft2 = 2Т2 / d1 = 2 · 958,1 / 0,116 = 16518 H
радиальное: Fr1 = Fr2 = Ft1 · tgα = 16518 · tg 20° = 6012 H
[σF1] / уF1 = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σF2] / уF2 = 256 / 3,6 = 71 МПа
71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.
Коэффициент нагрузки:
КF = КFβ · KFV = 1,04 · 1,25 = 1,3
КFβ = 1,04 [1], KFV = 1,25 [1].
Напряжение изгиба в зубьях колеса:
σF2 = Ft2 · КF · уF2 / b2 · m = 16518 · 1,3 · 3,6 / 100 · 4 = 193 МПа<[σ]F2 = 256 МПа
Прочность зубьев по изгибу обеспечена.
Напряжение изгиба при перегрузке:
σFmax = σF · Тmax / Тном = 193 · 2,2 = 424 < [σFmax] = 681 МПа
Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:
σН
=
=
=
580 МПа < [σ]Н=657
МПа
КН = КНα· КНβ · КНV = 1 · 1 · 1,05 = 1,05
КНα = 1 [2]; КНβ = 1 [2]; КНV = 1,05 [2].
Проверка контактных напряжений при перегрузке:
σmax
= σН
·
= 580 ·
= 860 МПа < [σ]Hmax
= 1792 МПа
Окружная скорость в зацеплении:
V2 =
= 3,14 · 0,116 · 20,55 / 60 = 0,12 м/с
Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, [2].
6. Основные размеры корпуса и крышки редуктора
Толщина стенок:
δ = 0,025α2 + 3 = 0,025 · 315 + 3 = 11 мм
δ1 = 0,02α2 + 3 = 0,02 · 315 + 3 = 9