Привод к ленточному конвейеру
МГТУ «МАМИ»
Кафедра «Детали машин»
Курсовая работа
ПРИВОД К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ
Техническое задание на курсовой проект
Спроектировать привод к ленточному конвейеру для штучных грузов.
Кинематическая схема привода. Режим нагружения
Техническая характеристика привода:
Натяжение ветвей
конвейера: F1, кН: 5,9.
F2, кН: 2,1.
Скорость ленты: V, м/с: 1.
Диаметр барабана: D, м: 0,5
Ширина барабана: B, м: 0,8
Высота центра
приводного вала Н, м: 0,8.
Ресурс работы привода Lh, тыс. ч: 16.
Содержание
Введение
1 Кинематический расчет привода
2 Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений
3 Расчет первой ступени редуктора
4 Расчет второй ступени редуктора
5 Основные размеры корпуса и крышки редуктора
6 Расчет ременной передачи
7 Проектный расчет валов, подбор подшипников
8 Расчет быстроходного вала и расчет подшипников для него
9 Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него
10 Расчет тихоходного вала и расчет подшипников для него
11 Расчет приводного вала и расчет подшипников для него
12 Смазка
13 Проверка прочности шпоночных соединений
14 Выбор муфты
15 Сборка редуктора
Список использованной литературы
Приложение: спецификация редуктора
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.
Проектируемый привод предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к приводному валу конвейера. В состав данного привода входят:
Электродвигатель.
Ременная передача.
Редуктор коническо-цилиндрический.
Муфта.
Рассмотрим более подробно составные части привода. Вращательное движение от электродвигателя через ременную 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.
Коническо-цилиндрический редуктор передает вращательное движение от двигателя к приводному валу, при этом изменяя угловую скорость и крутящий момент по величине и направлению. Изменение направления связано с наличием в редукторе конической передачи.
Муфта передает вращательное движение от тихоходного вала редуктора к приводному валу конвейера. Кроме передачи вращательного движения муфта также компенсирует несоосность тихоходного вала редуктора и приводного вала конвейера. Предусмотрим в этой муфте предохранительное устройство для предотвращения поломки привода при заклинивании исполнительного элемента.
1 Кинематический расчет привода
Выбор электродвигателя
Расчет ведем по [1].Общий КПД привода:
η = ηред · ηм · ηрем · ηпηред – КПД редуктора.
ηред = ηцп · ηкп · ηп3ηцп = 0,96…0,98; принимаем ηцп = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи;
ηкп = 0,95…0,97; принимаем ηкп = 0,96 – КПД закрытой конической передачи;
ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.
ηред = 0,97 · 0,96 · 0,993 = 0,9ηм = 0,98 – КПД муфты.
ηрем = 0,94…0,96 – ременная передача;
принимаем ηрем = 0,95.η = 0,9 · 0,98 · 0,95 · 0,99 = 0,83
Требуемая мощность двигателя:
Ртр = Рвых/ η = 3,8 / 0,83 = 4,6 кВт.Рвых – мощность на валу барабана.
Рвых = Ft · V = 3,8 · 103 · 1 = 3800 Вт = 3,8 кВт.
Ft = F1 – F2 = 5,9 – 2,1 = 3,8 кН – окружная сила на барабане.
Частота
вращения барабана
[3]. nвых
=
=
= 38 об/мин.nвых
– частота вращения
барабана.
V = 1м/с – скорость ленты.
D = 0,5 м – диаметр барабана.
Выбираем электродвигатель по ГОСТ 16264.1–85 с запасом мощности: АИР132S6
Pдв = 5,5 кВт; nдв = 950 об/мин.Передаточное число привода [4].U = Uред · Uрем = nдв / nвых = 950/38 = 25Uред – передаточное число редуктора;
Uрем – передаточное число ременной передачи;
Примем: Uред = 6; Uрем = 4,17.Uред = U1 · U2 ,
где:U1 – передаточное число конической передачи;
U2 – передаточное число цилиндрической передачи.По таблице 1.2 из [1] примем рекомендуемые значения передаточных чисел:
U1 = 2;
U2 = 3.
Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
Частота вращения валов:nдв = 950 об/мин;
n1 = nдв / Uрем = 950 / 4,17 = 227,8 об/мин;
n2 = n1 / U1 = 227,8 / 2 = 113,9 об/мин;
n3 = nвых = 38 об/мин.Угловые скорости валов:ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 227,8 / 30 = 23,8 рад/с;
ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 113,9 / 30 = 11,9 рад/с;
ω3 = ωвых = πn3 / 30 = 3,14 · 38 / 30 = 4 рад/с;Мощности на валах:Рдв = 5.5 кВт;
Р1 = Рдв · ηрем · ηп = 5.5 · 0,95 · 0,99 = 5,2 кВт;
Р2 = Р1 · ηкп · ηп = 5,2 · 0,96 · 0,99 = 4,9 кВт;
Р3 = Р2 · ηцп · ηп = 4,9 · 0,97 · 0,99 = 4,7 кВт.
Рвых = Р3 · ηм · ηп = 4,7 · 0,98 · 0,99 = 4,6 кВт.
Вращающие моменты на валах:М1 = Р1 / ω 1 = 5,2 / 23,8 = 0,22 кН·м = 220 Н·м;
М2 = Р2 / ω 2 = 4,9 / 11,9 = 0,38 кН·м = 380 Н·м;
М3 = Р3 / ω 3 = 4,7 / 4 = 1,18 кН·м = 1180 Н·м.
Мвых = Рвых / ω 3 = 4,6 / 4 = 1,15 кН·м = 1150 Н·м.
2 Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых
напряжений
Материал колес – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести σТ = 540 МПа [2].
Материал шестерен – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].
Расчет по средней твердости [4]: шестерни – 49 HRC, колеса 265 НВ.
Степень точности по контакту.
Ожидаемая окружная скорость:
V
= (n1)
/ 2000 = 227,8
/2000
= 0,69 м/с
Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.
Принимаем коэффициент ширины ψd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса – НВ2 < 350.
Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = 0,8, НВ2 < 350 равен KHβ = KFβ = 1,04 [4].
Коэффициенты режима:
μ3
= Σ=
0,1 · 13 + 0,3 · 0,83 + 0,3 · 0,63 + 0,3 ·
0,33 = 0,327
μ6
= Σ=
0,1 · 16 + 0,3 · 0,86 + 0,3 · 0,66 + 0,3 ·
0,36 = 0,193
μ9
= Σ=
0,1 · 19 + 0,3 · 0,89 + 0,3 · 0,69 + 0,3 ·
0,39 = 0,143
Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.
Суммарные числа циклов:
NΣ1 = 60n3n1Lh = 60 · 38 · 227,8 · 16000 = 8,3 · 109
NΣ2 = NΣ1/Uред = 8,3 · 109 / 6 = 1,38 · 109
Эквивалентные числа циклов:
NHE1 = NΣ1 · μ3 = 8,3 · 109 · 0,327 = 2,71 · 109
NHE2 = NHE1/Uред = 2,71 · 109 / 6 = 4,5 · 108
Базовые числа циклов:
NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 · 106 = 340 · 493,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107
NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 · 2652,4 = 1,96 · 107
Коэффициенты долговечности.
Поскольку NHG1 < NHE1, а NHG2 < NHE2:
ZN1
=
=
= 0,917
ZN2
=
=
= 1,03
Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.
σНlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 49 + 200 = 1033 МПа
σНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 МПа
Коэффициенты запаса: шестерни – SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].
Допускаемые напряжения шестерни и колеса.
[σ]H1 = ((σНlim1 · ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1033 · 0,917)/1,1) · 1 = 861 МПа
[σ]H2 = ((σНlim2 · ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,
где принято ZRZVZX = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/с.
Расчетное допускаемое напряжение.
[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2) = 0,45(861 + 562) = 640 МПа
[σ]H = 1,25[σ]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа
За расчетное принимаем меньшее: [σ]H = 640 МПа
Поскольку NHE1 > 4 · 106 и NHE2 > 4 · 106; находим:
[σ]F01 = 310 МПа; [σ]F02 = 294 МПа.
[σ]F02 < [σ]F01, поэтому принимаем: [σ]F = 294 МПа.
3 Расчет первой ступени редуктора
Исходные данные: U1 = 2; М2 = 380 Н·м; n2 = 113,9 об/мин.
Диаметр внешней делительной окружности колеса [1]:
de2
≥ 1,75 · 104
= 1,75 · 104
= 0,18 м
νН = 1,13 + 0,13U1 = 1,13 + 0,13 · 2 = 1,39 – для колес c круговым зубом [1].
КНβ
=
≥ 1,2; КНβ0
= 1,9 - табл. 2.3 [1]; КНβ
= 1,37
Ψd
= 0,166
= 0,166
= 0,37
ТНЕ2 = КНД М2 = 0,78 · 380 = 296 Н·м
Угол делительного конуса колеса:
δ2 = arctg(U1) = arctg 2 = 63,4є; sinδ2 = sin 63,4 = 0,89
Конусное расстояние:
Re = de2 / 2sin(δ2) = 180 / 2 · 0,89 = 101,1 мм
Ширина зубчатого венца шестерни и колеса:
b = 0,285Re = 0,285 · 101,1 = 28,8 мм
Внешний торцовый модуль:
mte
≥
КFβ
=
≥ 1,15; КFβ0
= 1,9 - табл. 2.6 [1]; КFβ
= 1,29
vF = 0,85 + 0,043U1 = 0,85 + 0,043 · 2 = 0,94 – для колес c круговым зубом [1].
ТFЕ2 = КFД M2 = 1 · 380 = 380 Н·м
mte
=
= 0,004 м
Число зубьев колеса и шестерни:
z2 = de2 / mte = 180 / 4 = 45
z1 = z2 / U1 = 45 / 2 ≈ 22
Фактическое передаточное число:
U1ф = z2 / z1 = 45/22 = 2,045
Отклонение от заданного передаточного числа: 2,25% < 4%
Определим окончательные размеры колес.
Углы делительных конусов колеса и шестерни.
δ2 = arctg(U1) = arctg 2,045 = 63,9є; δ1 = 90є - δ2 = 26,1є
cos δ2 = cos 63,9є = 0,44; cos δ1 = cos 26,1є = 0,9; sin δ1 = sin 26,1° = 0,44.
Делительные диаметры:
de1 = mte z1 = 4 · 22 = 88 мм;
de2 = mte z2 = 4 · 45 = 180 мм.
Внешние диаметры:
dae1 = de1 + 1,64(1 + Xn1) mte cosδ1 = 88 + 1,64(1+0,22) 4 · 0,9 = 95,2 мм
dae2 = de2 + 1,64(1 + Xn2) mte cosδ2 = 180 + 1,64(1 – 0,22) 4 · 0,44 = 182,3 мм
Xn1 = 0,22; Xn2 = - Xn1 = - 0,22 – коэффициенты смещения, табл. 2.11 [1].
Размеры заготовок колес:
Dзаг = dе2 + 2m + 6 = 180 + 2 · 4 + 6 = 194 мм > Dпред = 125 мм
Sзаг = 8me = 8 · 4 = 32 мм ≤ Sпред = 80 мм
Заменим материал колеса на сталь 40ХН, с термообработкой улучшением, с
Dпред = 315 мм
Силы в зацеплении:
Ft
=
=
= 4935 H – окружная
сила в зацеплении.
dm2 = 0,857 de2 = 0,857 · 180 = 154 мм
Fr1 = Fa2 = γr Ft = 4935 · 0,088 = 434 H; γr = 0,44cosδ1 – 0,7sin δ1 = 0,088
Fa1 = Fr2 = γa Ft = 4935 · 0,824 = 4066 H; γa = 0,44sin δ1 + 0,7cosδ1 = 0,824
Напряжения изгиба в зубьях колеса.
σF2
= 1,17YF2
KFβ
KFv
≤ [σ]F2
Напряжения изгиба в зубьях шестерни.
σF1 = σF2 YF1 / YF2 ≤ [σ]F1
KFβ = 1,29
Окружная скорость в зацеплении:
V
=
= 3,14 · 0,154 · 113,9 / 60 = 0,92 м/с
KFv = 1,04 – табл. 2.7 [1].
Эквивалентные числа зубьев:
zv2 = z2 / 0,55cos δ2 = 45 / 0,55 · 0,44 = 186
zv1 = z1 / 0,55cos δ1 = 22 / 0,55 · 0,9 = 44
YF1 = 3,7, YF2 = 3,6 – табл. 2.8 [1].
σF2
= 1,17 · 3,6
1,29 · 1,04 = 258 МПа ≤ [σ]F2
= 294 МПа
σF1 = 258 · 3,7 / 3,6 = 265 МПа ≤ [σ]F1 = 310 МПа
Условие выполняется.
Расчетное контактное напряжение:
σН
= 1,9 · 106
≤ [σ]H,
КНv = 1,01 – табл. 2.9 [1].
ТНЕ2 = КНД M2 = 0,78 · 380 = 296 Н·м
σН
= 1,9 · 106
= 610 МПа ≤ [σ]H
= 640 МПа,
Условие выполняется.
Расчет второй ступени редуктора
U2 = 3
Межосевое расстояние:
αω
= Кα(U2
+ 1)
= 430 · (3 + 1)
= 171 мм.
Кα = 430 – для косозубых передач [3].
Ψba = 0,4-0,5 – при симметричном расположении колес, берем: Ψba = 0,4.
Примем: КН = КНβ
Ψbd = 0,5Ψba (U2 + 1) = 0,5 · 0,4 · (3+1) = 0,8
По Ψbd = 0,8 и соотношений твердости материалов колеса и шестерни принимаем:
КНβ = 1,24.
Принимаем αω = 160 мм.
Модуль зацепления:
m = (0,01-0,02) αω = 1,6 – 3,2 мм, принимаем m = 2 мм.
Ширина колеса:
b2 = ψва · αω = 0,4 · 160 = 64 мм
b1 = b2 + 5 = 64 + 5 = 69 мм – ширина шестерни.
Минимальный угол наклона зубьев:
βmin
= arcsin
= arcsin
= 6,28°
При β = βmin сумма чисел зубьев:
zc = z1 + z2 = (2αω/m)cos βmin = (2 · 160/2)cos 6,28°= 159
Угол наклона зубьев:
β
= arccos
= arccos
= 6,4°,
при нем zc = (2 · 160/2)cos 6,4° = 159
Число зубьев колеса:
z2 = zc / (U2 + 1) = 159 / (3 + 1) ≈ 40
z1 = 159 – 40 = 119 – шестерни.
Передаточное число:
Uф = 119 / 40 = 2,98, отклонение ΔU = 0,02U - допустимо.
Диаметры делительных окружностей:
d1 = m z1 /cos β = 2 · 119 / cos 6,4° = 239 мм – шестерни;
d2 = m z2 /cos β = 2 · 40 / cos 6,4° = 80 мм – колеса.
Торцевой (окружной) модуль:
mt = m /cos β = 2 / cos 6,4° = 2,012
Диаметры вершин зубьев:
dа1 = d1 + 2m = 239 + 2 · 2 = 243 мм;
dа2 = d2 + 2m = 80 + 2 · 2 = 84 мм.
Проверочный расчет.
Проверка контактных напряжений.
σН
= ZE
ZH
Zε
Коэффициент жесткости материала:
ZE
=
;
Вi
= Ei
/ (1 – μi2).
У колес из стали 40Х:
Е = Е1 = Е2 = 210 ГПа; μ1 = μ2 = 0,3.
ZE
=
=
=
=
5,78 · 104
Коэффициент формы зуба:
ZН
=
;
tg
αt
= tg
20є / cosβ
= tg
20є / cos
6,4° = 0,37
αt = 20,3є
β0 = arcsin (sin β · cos 20є) = arcsin (sin 6,4° · cos 20є) = 6,01є
ZН
=
=
2,47
Коэффициент полной длины линии