Расчет и проектирование привода конвейера
Министерство образования Республики Беларусь
Борисовский государственный политехнический колледж
Расчетно-пояснительная записка
к курсовому проекту по «Технической механике»
Тема: Расчет и проектирование привода конвейера
Разработал:
Коренько А.В.
гр. ТЗ-401, вар.11
Борисов 2007
Содержание
1 Введение
2 Выбор электродвигателя
3 Расчет клиноременной передачи
4 Расчет цепной передачи
5 Расчет закрытой червячной передачи
6 Расчет ведомого вала редуктора
7 Расчет ведущего вала-червяка
8 Подбор подшипников
9 Подбор и проверочный расчет шпонок ведущего вала
10 Подбор и проверочный расчет шпонок ведомого вала
11 Определение конструктивных размеров червячной передачи
12 Компоновочная схема и тепловой расчет редуктора
13 Определение конструктивных размеров крышек подшипников
14 Выбор масла, смазочных устройств
15 Выбор стандартных изделий
Список использованной литературы
1 Введение
Тяговым органом заданного привода является цепная передача В цепных передачах (см. рис.1) вращение от одного вала к другому передается за счет зацепления промежуточной гибкой связи (цепи) с ведущим и ведомым звеньями (звездочками).
Рис.1 Схема цепной передачи с червячным редуктором
В связи с отсутствием проскальзывания в цепных передачах обеспечивается постоянство среднего передаточного числа. Наличие гибкой связи допускает значительные межосевые расстояния между звездочками. Одной цепью можно передавать движение одновременно на несколько звездочек. По сравнению с ременными цепные передачи имеют при прочих равных условиях меньшие габариты, более высокий КПД и меньшие нагрузки на валы, так как отсутствует необходимость в большом предварительном натяжении тягового органа.
Недостатки цепных передач: значительный износ шарниров цепи, вызывающий ее удлинение и нарушение правильности зацепления; неравномерность движения цепи из-за геометрических особенностей ее зацепления с зубьями звездочек, в результате чего появляются дополнительные динамические нагрузки в передаче; более высокие требования к точности монтажа передачи по сравнению с ременными передачами; значительный шум при работе передачи.
Цепные передачи предназначаются для мощности обычно не более 100 кВт и могут работать как при малых, так и при больших скоростях (до 30 м/с). Передаточные числа обычно не превышают 7.
Применяемые в машиностроении цепи по назначению подразделяются на приводные, передающие энергию от ведущего вала к ведомому; тяговые, применяемые в качестве тягового органа в конвейерах; грузовые, используемые в грузоподъемных машинах. Из всех типов природных цепей наибольшее распространение имеют роликовые с числом рядов от 1 до 4, втулочные , одно- и двухрядные, и зубчатые.
Кинематическая схема привода конвейера приведена на рис.2.
Вращение привода передается от вала электродвигателя 1 к валу ведомой звездочки 4 цепного конвейера посредством клиноременной передачи и червячного редуктора с нижним расположением червяка 2.
Рис.2 Кинематическая схема привода конвейера.
2 Выбор электродвигателя
Исходные данные:
мощность на ведомой звездочке Р4=3,5 кВт;
число оборотов на ведомой звездочке п4=35 об/мин;
работа двухсменная;
нагрузка спокойная нереверсивная.
Определяем общий КПД привода по схеме привода
ηобщ=η1 η2 η3 η0 (2.1)
где [1, с.5, табл.1.1]: η1=0,97- КПД ременной передачи;
η2=0,72 - КПД закрытой червячной передачи с однозаходним червяком;
η3=0,95 - КПД цепной передачи;
η0=0,992- коэффициент, учитывающий потери на трение в опорах 2-х валов.
Сделав подстановку в формулу (2.1) получим:
ηобщ.=0,97*0,72*0,95*0,992=0,65
Определяем мощность, необходимую на входе [1,с.4]
Ртр=Р4/ηобщ. (2.2)
где Ртр – требуемая мощность двигателя:
Ртр=3,5/0,65=5,38кВт
Выбираем электродвигатель [1,с.390,табл. П1,П2]
Пробуем двигатель 4А112М4:
Рдв.=5,5кВт;
nс=1500об/мин;
S=3,7%
dдв.=32мм.
Определяем номинальную частоту вращения электродвигателя по формуле (1.3) [1,c.6]:
nном=nc·(1-S);
nном=1500·(1-0,037);
nном=1444,5 об/мин
Определяем общее передаточное число привода
U=nном./n4=1444,5/35=41,3
Производим разбивку передаточного числа по ступеням. По схеме привода
Uобщ.=U1· U2· U3; (2.3)
Назначаем по рекомендации [1,табл.1.2]: U1=2; U2=10;
Тогда
U3= Uобщ./( U1· U2);
U3=2,06, что входит в рекомендуемые пределы
Принимаем U3=2.
Тогда уточняем передаточное число привода по формуле (2.3):
Uобщ.=2*10*2=40
Принимаем окончательно электродвигатель марки 4А112М4
Угловые скорости определяем по формуле
ω=πn/30 (2.4)
По формуле (2.4) определяем угловую скорость вала двигателя
ωдв=πnдв/30=π*1444,5/30=151,3рад/с;
По схеме привода (рис.2) и формуле (2.4) определяем частоты вращения и угловые скорости каждого вала
n2= nдв/U1=1444,5/2=722,3об/мин;
ω2=πn2/30=π*722,3/30=75,6 рад/с;
n3= n2/U2=722,3/10=72,2 об/мин;
ω3=πn3/30=π*72,2/30=7,6 рад/с;
n4= n3/U3=72,2/2=36,1 об/мин;
ω4=πn4/30= π*36,1/30=3,8 рад/с.
Определяем мощность на каждом валу по схеме привода
Р2=Рдв η1=5,5*0,97=5,335 кВт;
Р3=Р2 η2 η0=5,335*0,72*0,992=3,764 кВт;
Р4=Р3 η3=5,124*0,95=3,576 кВт,
что близко к заданному.
Определяем вращающие моменты на каждом валу привода по формуле
(Нм) (2.5)
;
;
;
.
Все рассчитанные параметры сводим в табл.1.
Таблица 1
Параметры кинематического расчета
№ вала | n, об/мин | ω, рад/с | Р, кВт | Т, Нм | U |
Дв. (1) | 1444,5 | 151,27 | 5,5 | 36,35 | 2 |
2 | 722,3 | 75,6 | 5,335 | 70,57 | |
10 | |||||
3 | 72,2 | 7,6 | 3,764 | 495,3 | |
2 | |||||
4 | 36,1 | 3,8 | 3,576 | 941 |
3 Расчет клиноременной передачи
Исходные данные:
Мощность на валу меньшего шкива Р1=Рдв =5,5 кВт
Вращающий момент на меньшем шкиве Т1=36,35 Нм
Передаточное число U=3
Частота вращения меньшего шкива nдв=1444,5 об/мин
Угловая скорость вращения меньшего шкива ωдв=151,27 рад/с
По мощности и частоте вращения меньшего шкива выбираем сечение «А» клинового ремня [3,табл.2.1]. Для наглядности, используя ГОСТ1284.1-80 размеры ремня сводим в табл.2.
Таблица 2
Размеры клинового ремня
Наименование | Обозначение | Величина |
Обозначение ремня | А | - |
Диаметр меньшего шкива, мм | d1 | 125 |
Ширина большего основания ремня, мм | W | 13 |
Расчетная ширина ремня, мм | Wр | 11 |
Высота ремня, мм | Т0 | 8 |
Площадь поперечного сечения, мм2 | А | 81 |
Угол клина ремня, ° | α | 40 |
Расчетная длина ремня, мм | Lр | 560…4000 |
Масса одного метра, кг | q | 0,105 |
Определяем диаметр большего шкива
d2=d1хUх(1-ε) (3.1)
где ε=0,01 – относительное скольжение ремня для передач с регулируемым натяжением ремня.
Подставив значения в формулу (3.1) получим
d2=125х2х0.99=247,5мм
Округляем до ближайшего значения из стандартного ряда
d2=250мм
Рассчитываем уточненное передаточное отношение:
U1=d2/d1=250/125=2, т.е. оно не изменилось.
Назначаем межосевое расстояние в интервале (мм):
аmin=0,55Т0=0,55(125+250)+8=206,25мм
аmax=(d1+ d2)= 125+250=375мм
Принимаем а=300мм
Вычисляем длину ремня:
Lр=2а+0,5π(d1+ d2)+ (d1+ d2)2/4а
Lр=2х300+0,5х3.14(125+250)+(125+250)2/1200=1306мм
Принимаем из стандартного ряда Lр =1320мм. Ввиду очень близкого округления длины ремня нет необходимости пересчитывать межосевое расстояние.
Рассчитываем угол обхвата меньшего шкива
α1=180-57(d2 -d1)/а
α1=180-57(250-125)/300=156є
Рассчитываем скорость ремня
;
где [ν]=25м/с – допускаемая скорость для клиновых ремней,
м/с.
Находим необходимое для передачи число ремней:
(3.2)
где Р0=2 кВт – мощность, допускаемая для передачи одним ремнем «А» с диаметром меньшего шкива 125мм и скоростью ремня 10м/с [3,табл.2.4];
СL=0,95 - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [3,табл.2.5];
Ср=1,2 - коэффициент динамичности нагрузки и режима работы (при среднем режиме работы, при двухсменой работе) [3,табл.2.6];
Сα=0,93 - коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата на тяговую способность ремня;
Сz=0,9 - коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте (при z=4-6). Подставив значения в формулу (3.2) получим:
ремня
Проверим частоту пробегов ремня Uпр=ν/Lр≤[Uрек]
где [Uрек]=30c-1 – рекомендованное значение частоты пробегов для клиноременной передачи.
Uпр=9,5/1,8=5,3с-1.
Определяем силу предварительного натяжения одного клинового ремня:
где Сl=1 – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой;
Определяем окружную силу, передаваемую комплектом ремней:
Ft=Р1х103/ν=5500/9,5=579Н.
Определяем силы натяжения ведущей и ведомой ветвей одного клинового ремня
Определяем силу давления ремня на вал
Fоп=2F0*z *sinα1/2=2х110х4хsin78°=861Н
Параметры клиноременной передачи заносим в табл.3.
Таблица 3
Параметры клиноременной передачи
Параметр | Обозначение | Значение |
Тип ремня | - | А |
Количество ремней, шт | z | 4 |
Межосевое расстояние, мм | а | 300 |
Скорость ремня, м/с | ν | 9,5 |
Частота пробегов ремня, с-1 | Uпр | 5,3 |
Диаметр ведущего шкива, мм | d1 | 125 |
Диаметр ведомого шкива, мм | d2 | 250 |
Предварительное натяжение, Н | F0 | 110 |
Окружная сила, Н | Ft | 579 |
Сила давления ремня на вал, Н | Fоп | 861 |
4 Расчет цепной передачи
Исходные данные:
- передаточное число U3=2;
- вращающий момент на ведущей звездочке Т3=495,3Нм;
- частота вращения ведущей звездочки n3=72,2 об/мин:
- угловая скорость ω3=7,6 рад/с.
Вычисляем число зубьев на ведущей и ведомой звездочке:
z3=31-2U3;
z4= z3хU3;
z3=31-2х2=27
z4=27х2=54
Рассчитываем коэффициент эксплуатации [3,c.277]:
Кэ=кД х ка х кН х кР х кСМ х кП;
где кД =1 – динамический коэффициент при спокойной нагрузке;
ка =1 – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния (при а≤(30…60)хt);
кН =1 - коэффициент, учитывающий влияние угла наклона линии центров(угол не превышает 60є);
кР =1,25 – при периодическом регулировании натяжения цепи;
кСМ =1 – при капельной смазке;
кП=1,25 – коэффициент, учитывающий продолжительность работы в сутки, при двухсменной работе.
Кэ=1х1х1х1,25х1х1,25=1,56
Определяем шаг цепи:
где [pн]=22МПа – допускаемое давление в шарнирах цепи (при частоте вращения ведущей звездочки до 300об/мин и шаге цепи 19,05);
ι=2 – число рядов цепи типа ПР.
Принимаем р=25,4мм, выбираем цепь 2ПР-25,4-11400 [3,табл.3.1], параметры цепи заносим в табл.4. Обозначения параметров см. рис.3.
Рис.3 Рисунок роликовой цепи
Таблица 4
Параметры приводной роликовой двухрядной цепи
Параметр | Обозначение | Значение |
Шаг, мм | t | 25,4 |
Расстояние между пластинами внутреннего звена, мм | Ввн | 15,88 |
Диаметр оси ролика, мм | d | 7,92 |
Диаметр ролика, мм | d1 | 15,88 |
Высота цепи, мм | h | 24,2 |
Ширина цепи, мм | b | 68 |
Расстояние между плоскостями, проходящими через оси роликов, мм | А | 29,29 |
Разрушающая нагрузка, кН | Q | 11400 |
Масса одного метра цепи, кг/м | q | 5 |
Параметр, озн. проекцию опорной поверхности, мм2 | Аоп | 211 |
Определяем скорость цепи:
;
.
Определяем окружную силу:
;
.
Определяем давление в шарнире:
;
;
Уточняем значение [рН] = 22 МПа [3,табл.3.3] и проверяем условие:
;
;
Условие выполнено, т.е. ;
Выполнив приведенные расчеты, мы исключили разрыв и быстрый износ выбранной цепи.
Определяем длину цепи в шагах:
;
;
где а=30хt= 30х25,4=762мм - оптимальное межосевое расстояние передачи, принятое из условия долговечности цепи.
Уточняем межосевое расстояние:
;
;
Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на .
Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:
;
;
;
Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:
;
;
;
где d1 = 15,88 мм; [см выше табл. 4].
Определяем силы, действующие на цепь:
Окружная сила:
От центробежных сил:
;
;
От провисания:
;
;
где kf=1,5 – коэффициент, учитывающий расположение цепи, в данном случае принят для наклонной цепи, под углом 45°.
Рассчитываем расчетную нагрузку на валы:
;
Проверяем коэффициент запаса прочности:
;
;
Условие выполняется, т.е. ;
где [s] = 8,4 – нормативный коэффициент запаса прочности, при выборе зависящий от шага цепи и частоты вращения ведущей звездочки [3,табл.3.4];
Параметры цепной передачи заносим в табл.5.
Таблица 5
Параметры цепной передачи
Параметр | Обозначение | Значение |
Скорость цепи, м/с | ν | 8,25 |
Межосевое расстояние, мм | аЦ | 760 |
Диаметры делительных окружностей, мм: ведущей звездочки ведомой звездочки |
dД3 dД4 |
219 437 |
Диаметры наружных окружностей, мм: ведущей звездочки ведомой звездочки |
Dе3 Dе4 |
230,3 449 |
Окружная сила, Н | Ft3 | 378 |
Центробежная сила, Н | Fv3 | 340 |
Сила от провисания, Н | Ff3 | 56 |
Нагрузка на вал, Н | FВ3 | 490 |
5 Расчет закрытой червячной передачи
5.1 Исходные данные
Передаточное отношение
Мощность на валу червяка
Момент на червяке
Число оборотов червяка
Угловая скорость червяка
5.2 Выбор материала червяка и червячного колеса
Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [1, c.211] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.
Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения
м/с
Для венца червячного колеса примем бронзу БрА9Ж3Л, отлитую в кокиль.
5.3 Предварительный расчет передачи
Принимаем допускаемое контактное напряжение [1,табл.5.4]: [σн] = 173МПа.
Число витков червяка Z1 принимаем в зависимости от передаточного числа.
При U = 10 принимаем Z1 = 4.
Число зубьев червячного колеса Z2 = Z1 x U = 4 x 10 = 40.
Принимаем предварительно коэффициент диаметра червяка q = 10;
Коэффициент нагрузки К = 1,2;
Определяем межосевое расстояние [1, c.61]
(5.1)
Вычисляем модуль
(5.2)
Принимаем по ГОСТ2144-76 (таблица 4.1 и 4.2) стандартные значения m = 4, q = 10, а также Z2 = 40 Z1 = 4. Тогда пересчитываем межосевое расстояние по стандартным значениям m, q и Z2:
Принимаем aw = 100 мм.
5.4 Расчет геометрических размеров и параметров передачи
Основные размеры червяка:
Делительный диаметр червяка
Диаметры вершин и впадин витков червяка
Длина нарезной части шлифованного червяка [1]
Принимаем b1=42мм
Делительный угол подъема Y [1, табл. 4.3] при Z1 = 4 и q =10; принимаем Y = 21 є48’05” ha=m=4мм; hf=1,2x m=4,8мм; c=0,2x m=0,8мм.
Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:
Делительный диаметр червячного колеса
Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса
Наибольший диаметр червячного колеса
Ширина венца червячного колеса
Принимаем b2=32мм
Окружная скорость
червяка -
колеса -
Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]
КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [1, формула 4.14]
Уточняем вращающий момент на валу червяка
По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1.
Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]
В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =10 и Z1 =4 [1,табл. 4.6]
При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6
Коэффициент нагрузки
5.5 Проверочный расчет
Проверяем фактическое контактное напряжение
МПа < [GH] = 173МПа.
Проверяем прочность зубьев червячного колеса на изгиб.
Эквивалентное число зубьев.
Коэффициент формы зуба [1, табл. 4.5] YF = 2,19
Напряжение изгиба
Па = 16,2 МПа
Определяем основное допускаемое напряжение изгиба для реверсивной работы: