Проектирование привода к тарельчатому питателю

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего образования

Нижегородский Государственный Технический Университет

Дзержинский политехнический институт

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

к курсовому проекту по дисциплине «Прикладная механика»

Проектирование привода к тарельчатому питателю

Дзержинск

2019

Содержание

1. Задание

2. Кинематический расчёт привода

3. Расчёт открытой клиноремённой передачи

4. Расчёт червячного редуктора

5. Расчёт цепной передачи

6. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников

7. Расчет корпуса редуктора

8. Смазка редуктора

9. Выбор шпоночных соединений

Справочная литература

1. Задание

1 - цепная передача;

2 - редуктор червячный;

3 - клиноременная передача;

= 8000 долговечность редуктора;

НВ >350 - твердость зубьев колеса редуктора;

2. Кинематический расчёт привода и выбор электродвигателя

2.1 Мощность на валу тарельчатого питателя

Мощность на валу диска тарельчатого питателя обуславливается различными сопротивлениями, возникающими в процессе его работы, К основным видам сопротивлений относятся трение материала о поверхность диска, трение материала о поверхность скребка, сопротивление срезанию скребком и сопротивление скручиванию столба материала, опускающегося на диск.

Мощность на рабочем (выходном) валу (приближённая мощность на электродвигателе без учёта КПД привода) может быть приближённо вычислена:

N_{в. =} (p*v/102)*(1 + cos(Я*ѓ₂))k (кВт),

Где p ₌ F*s*г*ѓ₁ - сила трения при движении материала по диску в кН;

F - площадь сечения (кольца) материала от манжеты до конца радиуса конуса трения в м²;

s - путь перемещения от манжеты до края диска в м;

г - насыпной вес материала в кг/м³;

ѓ_{1 -} коэффициент трения материала о поверхность диска (ѓ₁ = 0,3);

v = (2*р*R₀*n)/60 - скорость движения сбрасываемого с диска материала в м/с;

R₀ - расстояние от центра тяжести поперечного сечения материала до оси вращения в м;

n - скорость вращения диска в об/мин;

Я - угол установки скребка по отношению к поперечному сечению материала в град.;

(Ю - коэффициент полезного действия привода);

k - коэффициент, учитывающий дополнительные виды сопротивлений (k=1,5...2,0);

ѓ₂ - коэффициент трения материала о плоскость скребка (ѓ₂ = 0.6...1.2).

Примем приближённо F = 0,25*р*D_к.²_. (D_к.= 2м), F = 3,14 м²; p = F*s*г*ѓ₁, p = 3,1415*1*1300*0,3 =1224,185 кН;

v = (2*р*R₀*n)/60 (примем предварительно n = 1 об/мин (как самую наибольшую частоту вращения тарели, допускаемую в задании) и R₀ = 0,1 м (исходя из конструкции питателя ДТ - 800)), v = (2*3,1415*0,1*1)/60 = 0,01037 м/c; N_в. = (1224,185*0,01037/102)*(1 + cos(85*1)*1,5) = 1,1307 кВт,

N_в = - (по предварительному расчёту, принимая типовые размеры от тарельчатого питателя ДТ - 800, округляя до ближайшей номинальной мощности двигателя по ГОСТ 19523 - 81),

Где N_вых - мощность на выходе, Вт;

2.2 КПД привода

- КПД клиноременной передачи = 0,94-0,96. Приму = 0,95

- КПД червячного редуктора = 0,7-0,8. Приму = 0,8

- КПД цепной передачи = 0,92-0,95. Приму = 0,94

- КПД подшипников = 0,99

2.3 Мощность на валу электродвигателя

- мощность двигателя необходимая чтобы соблюдались все параметры вращения.

2.4 Выбор электродвигателя

Из условия Р_Э.ДВ > Р_ДВ. Выбираю электродвигатель. По ГОСТ 19523-81 приму двигатель серии 112МА8/700 Р_Э.ДВ = 2.2 кВт и n_ДВ = 700 об/мин.

2.5 Расчёт передаточного числа по ступеням привода.

Частота вращения рабочего вала:

Q = 60*р* n_P.B, *kІ*tg(?)*(R(ц.) + L - (2/3)*k)*p(н.),

Где Q - производительность питателя (т/ч);

n_P.B, - частота вращения рабочего вала, об/мин.;

k, R(ц.), L - линейные размеры (взятые с тарельчатого питателя ДТ - 800), м.;

? - угол естевственного откоса материала, град.;

p(н.) - насыпная плотность материала, т/м³;

Q = 50т/ч, k = 0.45м, R(ц.) = 0.75 м, L = 0.73м, ? = 40^?, p(н.) = 1,3 т/м³ (для марок сухого цемента М300 - M500);

n_P.B.= Q/(60*р*kІ*tg(?)*(R(ц.) + L - (2/3)*k)*p(н.));

n_P.B.= 50/(60*3,1415*(0.45)І*0,839*(0.75 + 0.73 - (2/3)*0.45)*1.3;

n_P.B. = 1 об/мин

Общее передаточное число привода.

= =700 об/мин

Разбиваю передаточное число по ступеням привода

 - передаточное число клиноременной передачи. Рекомендуемое значение 2? ?4; приму =4,0

- передаточное число цепной передачи. Рекомендуемое значение 2 ? ?4; приму = 4,0

Тогда передаточное число червячной передачи будет:

2.6 Расчёт угловых скоростей, мощностей на валах и крутящих моментов

частота вращения валов.

Мощность на валах.

Крутящий момент на валах.

3. Расчёт открытой клиноременной передачи

3.1 Выбор сечения ремня

Ремень выбираю корд-шнуровой прорезиненный нормального сечения типа А.

3.2 Задаюсь минимальным диаметром ведущего шкива

d_1min беру в зависимости от Т_э.дв = 30,01 Н*м и выбранного сечения ремня А.

Приму d_1min = 90 мм.

3.3 Задаюсь расчётным диаметром ведущего шкива

Чтобы повысить срок службы ремня увеличу в 1…2 раза d_1min и округлю по стандартному ряду

d_p = d_1p = 90…112 мм (при сечении А и б=34°).

Приму d_1p =100 мм.

3.4 Диаметр ведомого шкива

d_2p = d_1p * U_кл.п * (1-е) = 100*4,0*(1-0,01)=396 мм

U_кл.п = 4,0

е - коэф. скольжения = 0,01…0,02; Приму е=0,01.

Округлю d_2p по стандартному ряду и приму d_2p = 400 мм

привод тарельчатый питатель

3.5 Ориентировочное межосевое расстояние

- высота сечения клинового ремня = 8 мм

d_1p =100 мм. d_2p = 400 мм

3.6 Расчётная длина ремня

Округлю по ряду нормальных стандартных размеров и приму =1400 мм

3.7 Уточняю значение межосевого расстояния по стандартной длине

По ряду нормальных стандартных размеров округляю и

приму а=260 мм.

3.8 Угол обхвата ремнём ведущего шкива б ? 120°

ремня=20 с^-1

Соотношение условно выражает долговечность ремня и его соблюдение гарантирует срок службы ремня 1000 - 5000 ч.

3.9 Скорость ремня

- допускаемая скорость клиновых ремней = 25 м/с; d_1p =100 мм.; n₁ - частота вращения ведущего шкива = n_Э.ДВ = 700 об/мин.

3.10 Частота пробегов ремня

; =1400 мм = 1,4 м; - допускаемая частота пробегов

3.11 Допускаемая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём

- допускаемая приведённая мощность, передаваемая одним клиновым ремнём. Выбирается в зависимости от типа ремня, его сечения, скорости и диаметра ведущего шкива (d_1p) по табл. 5.5

стр. 86. =0,76 кВт, мм.

С_р - коф. динамической нагрузки длительности работы = 0,90

С_б - коф. угла обхвата ремней ведущего шкива = 0,83

С_l - коф. влияния отношения расчётной длины ремня (l) и базовой (l₀) = 0,95

С_z - коф. числа ремней в комплекте клиноременной передачи = 0,90

3.12 Количество клиновых ремней

кВт

Т.к. в проектируемых передачах малой мощности рекомендуется принимать число клиновых ремней = 1…5, то приму z = 5 из-за неодинаковой длины ремней и неравномерности нагрузки.

3.13 Сила предварительного натяжения одного клинового ремня

кВт; С_р = 0,90; С_б = 0,83; С_l = 0,95; z = 5; .

3.14 Окружная сила, передаваемая комплектом клиновых ремней

3.15 Сила натяжения ведущей (F1) и ведомой (F2) ветвей одного клинового ремня

3.16 Сила давления на вал комплекта клиновых ремней

3.17 Ширина шкива

4. Расчёт закрытой червячной передачи

4.1 Выбор материала и допускаемых напряжений

Ориентировочная скорость скольжения

где n₂ - частота вращения вала червяка, мин^-1;

Т₃ - крутящий момент на валу червячного колеса, Н•м.

При низких скоростях скольжения <2 м/с зубчатые венцы червячных колес изготавливают из серого чугуна марки СЧ18 с пределом прочности у_В = 355 МПа и пределом текучести у_Т = 355 МПа.

Червяки изготавливают из стали марки 40ХН с твердостью 500HВ, пределом прочности у_В = 920 МПа и пределом текучести у_Т = 750 МПа.

Допускаемые контактные напряжения для зубьев червячного колеса

- коэффициент, учитывающий износ материала колеса, 1,3;

- коэффициент долговечности.

,

где N_{H lim} = 87*10⁶ - базовое число циклов.

- коэффициент приведения переменного режима к постоянному, 1;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса, 1;

п₃ - частота вращения вала червячного колеса, мин^-1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений

(3.3)

где L_H - требуемая долговечность передачи, ч;

- коэффициент приведения переменного режима к постоянному, 1;

с - число зацеплений зуба за один оборот колеса, 1;

п₃ - частота вращения вала червячного колеса, мин^-1.

Коэффициент долговечности

(3.4)

где N_{F lim} = 87*10⁶ - базовое число циклов.

Допускаемые изгибные напряжения

4.2 Проектный расчет

Межосевое расстояние

где а) -- вращающий момент на тихоходном валу редуктора,

б) -- допускаемое контактное напряжение материала червячного колеса,

Число витков червяка

Зависит от передаточного числа редуктора. При

Число зубьев червячного колеса

43,75=43,74

Приму

Модуль зацепления m

По стандартному ряду принимаем m=5 мм

Коэффициент диаметра червяка

По стандартному ряду приму q=10

Коэффициент смещения инструмента

Фактическое передаточное число и его отклонение

Фактическое значение межосевого расстояния

Приму = 130 мм

Основные геометрические параметры передачи

А) Основные размеры червяка

Делительный диаметр

Начальный диаметр

Диаметр вершин витков

Диметр впадин витков

Делительный угол подъема линии витков

Длина нарезаемой части червяка

Б)Основные размеры венца червячного колеса

Делительный диаметр колеса

Диаметр вершин зубьев 220+2*5(1-0,87)=221,3 мм

Наибольший диаметр колеса

Диаметр впадин зубьев

Ширина венца при ,

Радиусы закругления зубьев

Условный угол обхвата червяка венцом колеса

4.3 Проверочный расчет

Проверка контактных напряжений зубьев колеса

Проверка напряжения изгиба зубьев колеса

Проверка теплостойкости редуктора

5. Расчёт открытой цепной передачи

Проектный расчёт

5.1 Шаг цепи

мм

Округлю шаг цепи и приму р=63,5 мм

Приму однорядную цепь типа ПР-63,5-35400

Т₃=3915,5 Н*м

К_Э - коэф. эксплуатации, учитывающий условия работы и труда

- коэф. режима работы (односменная) = 1,5

- коэф. динамической нагрузки = 1,0

- коэф. смазки = 1,5

- коэф. положения передачи (т.к. ) = 1,0

- коэф. межосевого расстояния = 0,8

V - число рядов цепи, приму V=1

z₁ - число зубьев ведущей звёздочки = 29-2*U_цеп = 29-2*4=21

- допускаемое давление цепи = 35 Н/мм²

5.2 Число зубьев ведомой звёздочки

z₂ = z₁ * U_цеп < 120

z₂ = 21 * 4 = 84 Приму z₂ = 85

5.3 Фактическое передаточное число (U_ф) и проверю его отклонение (?U?4%) от заданного (U_цеп) - (стр. 91)

U_ф = z₂ / z₁ = 85 / 21 = 4.05;

- условие соблюдено

5.4 Оптимальное межосевое расстояние

Из условия долговечности: а = (30…50)*р = (30…50)*63,5=(1905…3175)мм. Приму а = 2500 мм

Тогда а_р - межосевое расстояние в шагах = а_ср / р = 2500 / 63,5 = 39,5

- подходит, т.к. а_р = 39,5 шагов.

5.5 Число звеньев цепи

Округлю до ближайшего целого чётного числа и приму 134мм.

5.6 Уточню значение межосевого расстояния (стр. 92)

5.7 Фактическое межосевое расстояние

а_ф = а_р*р = 39,5*63,5 = 2508,25 мм

5.8 Длина цепи

l = l_p*p = 134 * 63,5 = 8509 мм

5.9 Диаметры звёздочек

Диаметр делительной окружности.

а) ведущая звёздочка:

мм - Приму 426 мм

б) ведомая звёздочка:

мм - Приму мм

Диаметр окружности выступов.

а) ведущая звёздочка:

Приму 457 мм.

б) ведомая звёздочка:

Приму = 1714 мм.

р = 63,6 мм; К - коэф. высоты зуба = 0,7

и - коэф. числа зубьев звёздочек.

- геометрическая характеристика зацепления = p / d₁ = 63,5 / 19,84 = 3,2

тут d₁ = 19,84 - диаметр шарнира ролика ведущей звёздочки.

Диаметр окружности впадин.

а) ведущая звёздочка:

Приму 441 мм.

б) ведомая звёздочка:

Приму 1682 мм.

d₃ = 39,68 мм

6. Предварительный расчёт валов редуктора и выбор подшипников

6.1 Материал и размеры ступеней валов червячной передачи

Все числовые значения принимаю по ряду нормальных стандартных линейных размеров

Параметр	Быстроходный вал	Тихоходный вал
Материал валов	Сталь 40Х	Сталь 40Х
ЫДопускаемые контактные напряжения на кручения	Приму	Приму
Вращающий момент	Тб.в. = 112,96 Н*м	Тт.в. = 3915,5 Н*м
Под шкив (Быстр. вал) и под звёздочку (Тих. вал)	Приму d1= 30мм	Приму d1=45 мм
	l1=(1,2…1,5)*d1 Приму l1 = 45 мм	l1=(0,8…1,5)*d1 Приму l1 = 75 мм
Под уплотнение сквозной крышки и подшипник	d2=d1+2*t=30+2*2,5=35 мм Приму d2=35 мм	d2=d1+2*t=45+2*2,8=50,6 мм Приму d2=50 мм
	l2 = 2*d2= 2*35=70 мм	l2 = 1,25*d2= 1,25*50=62,5 мм
Под шестерню и колесо, l3 определяется по эскизной компоновке	d3=d2+3,2*r=35+3,2*2,5=43 мм. Приму d3=45 мм	d3=d2+3,2*r=50+3*3=59 мм. Приму d3=60 мм
	l3=50 мм	l3=50 мм
Под подшипник d4=d2, l4 = T+c (для обоих валов)	d2 = d4 = 35 мм l4 = 26,5 мм	d2 = d4 = 50 мм l4 = 30 мм
Пятая ступень не предусмотрена конструкцией редуктора
Выбор подшипников	1 (враспор)	1 (враспор)

6.2 Выбор подшипников для червячной передачи

Беру роликовые конические однорядные подшипники ГОСТ 27365-87 на оба вала.

Для быстроходного вала при d₄=35 мм > подшипник средней серии типа 7307

Для тихоходного вала при d₂=50 мм > подшипник средней серии типа 7310

Вал	Серия	d	D	Т	B	с	Cr	Cor	Е
Быстроходный	308	35	80	23	21	2,5	48,1	35,3	0,32
Тихоходный	310	50	110	29,5	29	3	96,9	75,9	0,31

Типовые конструкции валов одноступенчатого цилиндрического редуктора

Быстроходный - червячный

Тихоходный

7. Расчет корпуса редуктора

Толщина стенки корпуса

Толщина стенки крышки

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки корпуса

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

Толщина ребер основания корпуса

Диаметр фундаментальных болтов

Диаметр болтов у подшипников

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой

Для крепления крышек подшипников применяем болты М8 в количестве 4 штук.

Штифт примем диаметром

Длина штифта

Примем

8. Смазка редуктора.

Смазывание зубчатого зацепления

Способ смазывания. Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло (картерная система смазки). При вращении колеса масло будет увлекаться его зубьями, разбрызгиваться, попадать на внутренние стенки корпуса, откуда стекать в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которым покрываются поверхности расположенных внутри корпуса деталей, в том числе и подшипники.

Выбор сорта масла.

Используем масло индустриальное, марки И-Г-А-68.

Количество масла: 0,4…0,8 л на каждый кВт мощности электродвигателя (P_э.дв=2,2 кВт), тогда приму V_масла = 0,8*2,2 = 1,76 л.

Смазывание подшипников осуществляется - маслоразбрызгивателями, а также разбрызгиванием масла колёсами - образованием масляного тумана - растеканием масла по валам.

Контроль уровня масла. Жезловый маслоуказатель.

Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой.

Отдушина. При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины.

Используем ручку-отдушину М12х1,75.

Смазывание подшипников

При смазывании зубчатых колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.

9. Выбор шпоночных соединений

В редукторах принимать призматические шпонки ГОСТ 23360-78.

Шпонки предназначены для соединения валов с колёсами, с элементами открытых передач.

Призматические шпонки необходимо проверить на смятие:

9.1 Выходной конец быстроходного вала

l_1Б = 45 мм и d_1Б = 35 мм

Длину шпонки выбираю из станд. ряда R_a40 так, чтобы она была меньше длины насаживаемого шкива на 5…10 мм. Приму l_шп =35 мм.

Приму для d_1Б = 35 мм станд. размеры шпонки: b = 10 мм; h = 8 мм;

t₁ = 5 мм; t₂ = 3,3 мм.

Условие прочности:

- допускаемое напряжение шпонки на смятие = 90…150 Н/мм^2, при колебаниях нагрузки

Приму =100 Н/мм²

F_ti = F_t1 = 4518 H

- площадь смятия шпонки = (0,94*h - t₁)*l_p

l_p - рабочая длина шпонки = l_шп - b

b, h, t₁ - стандартные размеры шпонки.

- шпонка пригодна.

9.2 Выходной конец тихоходного вала

l_1Т = 50 мм и d_1Т = 45 мм

Длину шпонки приму l_шп = 40 мм.

F_tI = F_t2 = 6462 H

Приму: b = 12 мм; h = 8 мм; t₁ = 5 мм; t₂ = 3,3 мм.

= (0,94*8 - 5)*(40-13)=68,04 мм²

- шпонка пригодна.

9.3 Под ступицу зубчатого колеса (тих. вал)

l_3Т = 50 мм и d_3Т = 60 мм

l_cm = (1,0…1,5)*d_3Т = (60…90) мм. Приму l_cm = 40 мм

Длину шпонки приму l_шп = 40 мм.

Приму: b = 18 мм; h = 11 мм; t₁ = 7 мм; t₂ = 4,4 мм.

= (0,94*11 - 7)*(40-18)=106,98 мм²

- шпонка пригодна.

Во всех сечениях валов редуктора, где есть шпонки условия прочности на смятие выполняются > выбранные шпонки к работе пригодны.

Список литературы

1. Расчёт типоразмеров подъёмно-транспортного оборудования и мощности их привода: Методические указания к курсовому проектированию по дисциплине «Прикладная механика»/НГТУ; Сост.: И.С. Никандров, Г.А. Романова, А.Л. Малыгин. Н.Новгород, 2005.-21с.

2. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.3.-М.: Машиностроение, 1978.

3. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование по деталям машин: Учебное пособие для ВУЗов и техникумов.- М.: Высшая школа, 1991.

4. Ю. И. Гусев, И. Н. Карасёв, Э. Э. Кольман - Иванов и др. - М.: Машиностроение, 1985 - 408 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...