Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Проектирование привода к цепному конвейеру

Проектирование привода к цепному конвейеру

Расчётно-графическая работа по механике

Выполнила: ст-ка гр. ЭТТ-32 Макеева Е.А.

Саратовский государственный технический университет

Саратов 2006

ЗАДАНИЕ №6 ВАРИАНТ №4

Дано: P3=8,5 кВт, W3=1,4*π об/мин, Lh=5 лет.

Проектирование привода к цепному конвейеру

I.  Кинематический расчет привода.

Выбор электродвигателя.

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

1.1 Требуемая мощность рабочей машины:

Ррм=8,5 кВт.

Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

Общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

Проектирование привода к цепному конвейеру

где ηз.п – закрытой передачи (ηз.п=0,75…0,85=0,8);

η о.п – открытой передачи (нет);

ηм. – муфты (ηм.≈0,98);

ηп.к. – подшипник качения (ηп.к.=0,99…0,995=0,993);

ηпод.с. – подшипник скольжения (ηпод.с.=0,98…0,99=0,985).

η=0,8*0,98*0,993*0,985=0,767,

Требуемая мощность двигателя, кВт:

Pдв=Проектирование привода к цепному конвейеру

Pдв=Проектирование привода к цепному конвейерукВт.

Номинальная мощность двигателя Рном, кВт:

Значение номинальной мощности выбираем из стандартной таблицы по величине большей, но ближайшей к требуемой мощности Pдв ≤ Рном

Рном=13 кВт

1.5 Выбираем тип двигателя в соответствии с асинхронной частотой вращения: АО2-62-6 – частота вращения 870 об/мин.

2. Определение общего передаточного числа привода и разбивка по ступеням.

Передаточное число привода и определяется отношением номинальной частоты вращения двигателя nном к частоте вращения приводного вала рабочей машины nр.м. при номинальной нагрузке и равно произведению передаточных чисел закрытой uз.п. и открытой uо.п передач:

U=Проектирование привода к цепному конвейеру,

2.1 Частота вращения приводного вала рабочей машины

W=Проектирование привода к цепному конвейеру об/мин,

2.2 Требуемая частота вращения вала электродвигателя nтреб ,об/мин:

nтреб= nвых* uцеп.п.* uзуб.п .* uчерв.п

nтреб=42*(2…4)*(10… 31,5)

nтреб max=5292 об/мин

nтреб min=840 об/мин

Таким образом, выбираем двигатель АО2-62-6 с частотой вращения

n = 870 об/мин

2.3 Общее передаточное число привода:

uпр=Проектирование привода к цепному конвейеру,

uпр=Проектирование привода к цепному конвейеру

2.4 Передаточное число редуктора uред

Uчерв.=8 – из ряда стандартных чисел.

Проектирование привода к цепному конвейеру

3.Определение основных параметров привода по валам.

3.1 Распределение мощностей по валам P, кВт:

Pдв.ст=P1=13 кВт,

P2=P1 * ηм.* ηпод.к =13*0,993*0,98=12,6 кВт

P3= P2 * ηз.п.* ηпод.к =12,6*0,8*0,993=10,04 кВт

Распределение частот вращения по валам n, об/мин:

nдв= n1=870 об/мин

n2=Проектирование привода к цепному конвейеру об/мин

n3=Проектирование привода к цепному конвейеру об/мин

3.3 Распределение угловой скорости W, 1/с:

W1= Проектирование привода к цепному конвейеру 1/с

W2= Проектирование привода к цепному конвейеру 1/с

W3= Проектирование привода к цепному конвейеру 1/с

3.4.Распределение вращающих моментов Т, н*м:

Проектирование привода к цепному конвейеру

Проектирование привода к цепному конвейеру

Проектирование привода к цепному конвейеру

3.5. Выбор муфты.

T=Tн*k, k=1.2…1.5 – коэффициент режима.

Муфты подбирают по диаметру валов.

T=T1*1.3=142,76*1.3=185,58 H*м.

II.  Расчет тихоходной закрытой передачи.

1. Выбор материала червяка и червячного колеса.

Материал-БрА10Ж4H4 σв=700 н/мм2, σт=460 н/мм2.Способ отливки - центробежный.

Для нашей передачи с целью повышения КПД принимают закалку ТВЧ

До твердости Н 245 HRC3, шлифование и полирование витков червяка. Сталь 40Х терообработка – улучшение + ТВЧ. Dпред=125 мм. Sпред=80 мм.

1.1Ожидаемая скорость скольжения VS, м/с:

VS=Проектирование привода к цепному конвейеру м/с.

T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1107,2 н*м;

W2 – угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;

Uч.п. – передаточное число, Uч.п=8.

VS=Проектирование привода к цепному конвейеру м/с

2. Определение допускаемых напряжений.

2.1 Определение допускаемых контактных напряжений [σ]н, Н/мм2:

[σ]н= 300-25 VS, [σ]н= 300-25*4,076=198,1 Н/мм2;

2.2 Определение допускаемых изгибных напряжений[σ]F ,Н/мм2 :

[σ]F= KFL*(0,08* σв+0,25* σт) ,

где KFL- коэффициент долговечности, Проектирование привода к цепному конвейеру,

где N-число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы- наработка. N=573*W2*Lh,

Lh-срок службы привода (ресурс),ч

W2 – угловая скорость тихоходного вала, W2=11,38 рад/с;

Lh=t*kг*365*24*kсут,

Lh=5*0,8*365*24*0,32=11212,8 часов.

N=573*11,38*11212,8=73115753,47.

KFL =Проектирование привода к цепному конвейеру.

[σ]F=0,62*(0,08*700+0,25*460)=106,02 Н/мм2

3. Определение межосевого расстояния передачи аw , мм:

Проектирование привода к цепному конвейеру

Проектирование привода к цепному конвейерумм.

Подученное значение межосевого расстояния aw для нестандартной передачи округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69).Принимаем аw=200 мм.

4. Подбор основных параметров передачи.

Число витков червяка z1:

z1=4, т.к. z1 зависит от передаточного числа редуктора изп=8 .

Число зубьев червячного колеса: z2= z1*uчерв..

z2=4*8=32.

Модуль зацепления m, мм:

Проектирование привода к цепному конвейеру,

где аw- межосевое расстояние, аw=200 мм.

z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32

Проектирование привода к цепному конвейерумм,

Принимаем m=10 мм. (ГОСТ 66.36-69).

Коэффициент диаметра червяка из условия жесткости q:

q≈(0,212…0,25)*z2,

z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32

q≈0,24*32=7,68,

Принимаем q=8. (ГОСТ 66.36-69)

Коэффициент смещения инструмента x:

Проектирование привода к цепному конвейеру

аw- межосевое расстояние, аw=200 мм;

m - модуль зацепления, m=10 мм;

q - коэффициент диаметра червяка, q=8;

z2 - число зубьев червячного колеса, z2=32.

Проектирование привода к цепному конвейеру

По условию неподрезания и незаострения зубьев колеса значение х допускается до — 1 <х <+ 1 .

4.6 Определить фактическое передаточное число Uф и проверить его отклонение ∆U от заданного U:

Проектирование привода к цепному конвейеру,

Проектирование привода к цепному конвейеру.

Проектирование привода к цепному конвейеру

4.7 Фактическое значение межосевого расстояния aw, мм:

aw=0,5*m*(q+z2+2*x),

aw=0,5*10*(8+32+2*0)=200 мм.

5. Основные геометрические размеры передачи, мм.

Проектирование привода к цепному конвейеру

При корригировании исполнительные размеры червяка не изменяются; у червячного колеса делительный d2 и начальный dw2 диаметры совпадают, но изменяются диаметры вершин da2 и впадин df2.

Основные размеры червяка:

делительный диаметр d1=q*m:

d1=8*10=80 мм, начальный диаметр dw1=m*(q+2*x):

dw1=10*(8+2*0)=80 мм, диаметр вершин витков dа1 =d1+2* m:

dа1=80+2*10=100 мм,

диаметр впадин витков d f1=d1—2,4*m:

d f1=80-2,4*10=56 мм,

делительный угол подъема линии витков Проектирование привода к цепному конвейеру: Проектирование привода к цепному конвейеру,

длина нарезаемой части червяка b1=(10+5,5*│x│+z1)*m+ С, где

х -коэффициент смещения При х=0 С= 0,

z1 - число витков червяка z1=4;

m - модуль зацепления, m=10 мм;

b1=(10+5,5*0+4)*10+0=140 мм,

Подученное значение округляем до ближайшего нормального линейного размера (ГОСТ 66.36-69). Принимаем b1=145 мм.

Основные размеры венца червячного колеса:

делительный диаметр d2 = dw2= m*z2

d2=10*32=320 мм,

диаметр вершин зубьев da2 = d2+ 2*m(1 + х):

da2=320+2*10*(1+0)=340 мм,

наибольший диаметр колеса daм2 ≤ da2+6*m/(z1+2):

daм2≤340+6*10/(4+2)≤350 мм,

диаметр впадин зубьев df2 = d2 - 2*m(1,2 — х):

df2=320-2*10*(1,2-0)=296 мм,

ширина венца при z1 = 4 bг = 0,315* aw:

bг=0,315*200=63 мм.

По ГОСТу 66.36-69 принимаем bг=63 мм,

радиусы закруглений зубьев Rа= 0,5*d1 - т; Rf= 0,5*d1 + 1,2т:

Rа=0,5*80-10=30 мм,

Rf=0,5*80+1,2*10=52 мм,

условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:

sinδ=Проектирование привода к цепному конвейеру

sinδ=Проектирование привода к цепному конвейеру.

Угол 2δ определяется точками пересечения дуги окружности диаметром

d'= dal - 0,5*т с контуром венца колеса и может быть принят равным 90... 120°

d'=100-0,5*10=95 мм.

6. Проверочный расчет.

6.1 Коэффициент полезного действия передачи:

η=Проектирование привода к цепному конвейеру

где γ - делительный угол подъема витков червяка; φ – угол трения. Определяется в зависимости от фактической скорости скольжения

vs=Проектирование привода к цепному конвейеру

где Uф – фактическое передаточное число, Uф=8

w2 – угловаяскорость соответствующего вала, w2=11,38рад/с

d1 – делительный диаметр, d1=80 мм

γ – делительный угол подъёма линии витков, γ=21,8°.

vs=Проектирование привода к цепному конвейеру м/с→ φ=1º29´

η=Проектирование привода к цепному конвейеру.

6.2 Контактные напряжения зубьев колеса σн, Н/мм2:

Проектирование привода к цепному конвейеру,

где Проектирование привода к цепному конвейеру — окружная сила на колесе, Н:

Проектирование привода к цепному конвейеру Н,

k— коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса

vs=Проектирование привода к цепному конвейеру м/с

vs=Проектирование привода к цепному конвейеру м/с

При vs<3 м/с, то К=1.

Проектирование привода к цепному конвейеру - допускаемое контактное напряжение зубьев колеса, Проектирование привода к цепному конвейеру=214,87 Н/мм2

Проектирование привода к цепному конвейеру Н/мм2

176,77≤214,87

Получили недогрузку материала (σн≤[σ]н), а эта разница не превышает 15%, т.е. условие прочности выполняется.

6.3 Напряжение изгиба зубьев колеса σF, Н/мм2

Проектирование привода к цепному конвейеру,

где k— коэффициент нагрузки, k=1;

m – модуль зацепления, m=8 мм;

b2 – ширина венца, b2=50.4 мм;

Ft2 – окружная сила на колесе, Ft2=6920 H;

YF2 — коэффициент формы зуба .Определяется интерполированием в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса zv2=Проектирование привода к цепному конвейеру

zv2=Проектирование привода к цепному конвейеру, где γ – делительный угол подъёма линии витков червяка, т.к. zv2=41,02 → YF2=1,403

Проектирование привода к цепному конвейеру - допускаемое напряжение изгиба зубьев колеса, Проектирование привода к цепному конвейеру=106,02 Н/мм2

Проектирование привода к цепному конвейеру Н/мм2,

11,37≤106,02.

При проверочном расчете Проектирование привода к цепному конвейеру, т.к. нагрузочная способность червячных передач ограничивается контактной прочностью зубьев червячного колеса.

Таблица 1

Проектный расчет
Параметр Значение Параметр Значение
Межосевое расстояние aw 200 Ширина зубчатого венца колеса b2 63
Модуль зацепления m 10 Длина нарезаемой части червяка b1 140
Коэффициент диаметра червяка q 8

Диаметры червяка:

делительный d1

начальный dw1

вершин витков da1

впадин витков df1

80

80

100

56

Делительный угол витков червяка γ, град 21,8
Угол обхвата червяка венцом колеса 2γ, град 83,05

Диаметры колеса:

Делительный d2=dw2

вершин зубьев da2

впадин зубьев df2

наибольший dам2

320

340

296

350

Число витков колеса z1 4
Число зубьев колеса z2 32

III. Расчет валов редуктора.

Редукторные валы испытывают два вида деформации — изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом (червячном) зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытых передач и муфт. Основными критериями работоспособности проектируемых редукторных валов являются прочность и выносливость. Они испытывают сложную деформацию — совместное действие кручения, изгиба и растяжения (сжатия). Но так как напряжения в валах от растяжения небольшие в сравнении с напряжениями от кручения и изгиба, то их обычно не учитывают.

Расчет редукторных валов производится в два этапа: 1-й – проектный (приближенный) расчет валов на чистое кручение , 2-й — проверочный (уточненный) расчет валов на прочность по напряжениям изгиба и кручения.

1. Определение сил в зацеплении закрытых передач.

В проектируемых приводах конструируются червячные редукторы с углом профиля в осевом сечении червяка 2а = 40° .Угол зацепления принят α= 20°.

а) на колесе:

1.1 Окружная сила Ft2, Н:

Ft2=Проектирование привода к цепному конвейеру

где T2 – вращающий момент на валу червячного колеса, T2 =1142.35 н*м;

d2 – делительный диаметр колеса, d2=320 мм.

Ft2=Проектирование привода к цепному конвейеру Н

1.2 Радиальная сила Fr2, Н:

Fr2= Ft2*tgα, где Ft2 - окружная сила, Ft2=6920 H,

Fr2=6920*0,25=1730 Н,

1.3. Осевая сила Fa2, Н:

Fa2= Ft1=Проектирование привода к цепному конвейеру где d1 – делительный диаметр червяка, d1=80 мм;

T1 – вращающий момент червяка, T1=142,76 н*м.

Fa2=Проектирование привода к цепному конвейеруН.

б) на червяке:

Окружная сила Ft1, Н:

Ft1=Fа2=3569 Н;

Радиальная сила Fr1, Н:

Fr1=Fr2=1730 Н;

Осевая сила Fa1, Н:

Fа1=Ft2=6920 Н.

Выбор материалов валов.

Сталь СТ40Х

σн=900 Н/мм2,

σт=750 Н/мм2,

σ-1=410 Н/мм2.

Термообработка улучшение.

3. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Проектный расчет валов выполняется по напряжениям кручения (как при чистом кручении), т. е. при этом не учитывают напряжения изгиба, концентрации напряжений и переменность напряжений во времени (циклы напряжений). Поэтому для компенсации приближенности этого метода расчета допускаемые напряжения на кручение применяют заниженными: [τ]к=40 Н/мм2— для тихоходных валов.

4.Предварительный выбор подшипников.

Проектирование привода к цепному конвейеру

Определяем тип, серию и схему установки подшипников:

Для тихоходного вала червячной передачи подбираем роликовые конические подшипники типа 7312. Серия – средняя. Угол контакта α=12º.

Выбираем типоразмер подшипников по величине диаметра d2 внутреннего кольца, равного диаметру второй d2 и четвертой d4 ступеней вала под подшипники.

Основные параметры подшипников: геометрические размеры — d=60 мм, D=130 мм, Т=33,5 мм, b=31 мм,c=27 мм, r=3,0 мм, r1=1,2 мм динамическую Сr=80 кН и статическую С0г=62 кН грузоподъемности. Здесь D — диаметр, наружного кольца подшипника; Т— осевой размер роликоподшипников. Факторы нагрузки е=0,30; Y=1,97; Yo=1,08.

5. Определение геометрических параметров ступеней валов.

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d длину l.

5.1 Под элемент открытой передачи:

Проектирование привода к цепному конвейеру,

где Мк=Т2=крутящий момент, равный вращающемуся моменту на валу, Т2=1107,2

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: