Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание 5 (вариант 9)

Привод к ленточному конвейеру

Содержание

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

1.2 Срок службы приводного устройства

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности

2.2 Общий коэффициент полезного действия

2.3 Требуемая мощность двигателя

2.4 Определение передаточного числа привода и его ступеней

2.5 Определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

6. Нагрузки валов редуктора

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

8. Расчетная схема валов редуктора

9. Проверочный расчет подшипников

10. Конструктивная компоновка привода

11. Проверочные расчеты

12. Расчет технического уровня редуктора

Список литературы

1. Кинематическая схема машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Проектируемый машинный агрегат служит приводом к ленточному конвейеру и может использоваться на предприятиях различного направления. Проектируемый привод работает в 1 смену в реверсивном режиме. Характер нагрузки - с малыми колебаниями.

1.2 Срок службы приводного устройства

Привод к ленточному транспортеру устанавливается в заводском цеху и предназначен для транспортировки сыпучих грузов, работа в одну смену по 8 часов, нагрузка маломеняющаяся, режим реверсивный.

Срок службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где L_Г = 3 года - срок службы привода;

К_Г - коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где 300 - число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов - продолжительность смены;

L_c = 2 - число смен;

К_с = 1 - коэффициент сменного использования.

L_h = 365·3·0,82·8·2·1 =14366 часа

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса, тогда

L_h = 14366·0,85 = 12211 час

Рабочий ресурс принимаем 12500 часов

Таблица 2.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер нагрузки	Режим работы
Заводской цех	4	2	8	12500	С малыми колебаниями	Нереверсивный

2. Выбор двигателя, кинематический расчет привода

2.1 Определение требуемой мощности

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 3,0·1,4 = 4,2 кВт

2.2 Общий коэффициент полезного действия

з = з_мз_з.пз_пк²з_о.пз_пс,

где з_м = 0,98 - КПД муфты [1c.40],

з_з.п = 0,97 - КПД закрытой цилиндрической передачи,

з_о.п = 0,96 - КПД открытой ременной передачи,

з_пк = 0,995 - КПД пары подшипников качения,

з_пс = 0,99 - КПД пары подшипников скольжения.

з = 0,98·0,97·0,995²·0,96·0,99 = 0,894.

2.3 Требуемая мощность двигателя

Р_тр = Р_рм/з = 4,2/0,894 = 2,46 кВт.

Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 5,5 кВт

2.4 Определение передаточного числа привода и его ступеней

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

Таблица 2.1. Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А100L	5,5	3000	2880
2	4A112M	5,5	1500	1445
3	4A132S	5,5	1000	965
4	4A132M	5,5	750	720

Частота вращения барабана

n_рм = 6·10⁴v/(рD) = 6·10⁴·1,4/(р250) = 107 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ - частота вращения вала электродвигателя.

Принимаем для зубчатой передачи u₁ = 5, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/5

Таблица 2.2. Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	30,5	15,43	10,26	7,53
Редуктора	5	5	5	5
Открытой передачи	6,10	3,08	2,05	1,50

Анализируя полученные значения передаточных чисел делаем выбор в пользу варианта 3 - электродвигатель 4A112M6, так как только в этом случае передаточное число клиноременной передачи попадает в рекомендуемые границы (2ч3).

2.5 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 955 об/мин ₁ = 955р/30 =100,0 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 955/2,05 = 465 об/мин ₂=465р/30 = 48,7 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =465/5,0 = 93 об/мин ₃= 93р/30 = 9,74 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = рDn₃/6·10⁴ = р·225·93/6·10⁴ = 1,1 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

д = 0 < 7%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_тр = 2,46 кВт

P₂ = P_трз_о.пз_пк = 2,46·0,96·0,995 = 2,35 кВт

P₃ = P₂з_з.пз_пк = 2,35·0,97·0,995 = 2,27 кВт

P_рв = P₃з_мз_пс = 2,27·0,98·0,99 = 2,20 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 2460/100,0 = 24,6 Н·м

Т₂ = 2350/44,0 = 48,3 Н·м

Т₃ = 2270/8,80 = 233,1 Н·м

Т_рв = 2200/8,80 = 225,9 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Таблица 2.3. Силовые и кинематические параметры привода

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	955	100,0	2,46	24,6
Ведущий вал редуктора	465	48,7	2,35	48,3
Ведомый вал редуктора	93	9,74	2,27	233,1
Рабочий вал	93	9,74	2,20	225,9

3. Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка - улучшение - НВ235ч262 [1c.53],

колесо: термообработка - нормализация - НВ179ч207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[у]_H = K_HL[у]_H0,

где K_HL - коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573щL_h = 573·9,74·16,5·10³ = 9,21·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[у]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[у]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[у]_H = 0,45([у]_H1 +[у]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[у]_F = K_FL[у]_F0,

где K_FL - коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[у]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[у]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[у]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[у]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

Таблица 3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	ув	у-1	[у]Н	[у]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

4. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где привод редуктор передача подшипник

К_а = 43,0 - для косозубых передач [1c.58],

ш_ba = 0,315 - коэффициент ширины колеса,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(5,0+1)[233,1·10³·1,0/(417²·5,0²·0,25)]^1/3 = 155 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 160 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[у]_F),

где K_m = 5,8 - для косозубых колес,

d₂ - делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·160·5,0/(5,0 +1) = 267 мм,

b₂ - ширина колеса

b₂ = ш_baa_w = 0,25·160 = 40 мм.

m > 2·5,8·222,1·10³/267·40·199 = 1,27 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Угол наклона зуба

в_min = arcsin(3,5m/b₂) = arcsin(3,5·2/40) = 8,01°

Принимаем в = 8°

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosв/m

z_c = 2·160cos8°/2,0 = 158

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 158/(5,0 +1) = 26

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c-z₁ = 158 - 26 =132;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =132/26 = 5,08,

Отклонение фактического значения от номинального

(5,08 - 5,0)100/5,0 = 1,6% меньше допустимого 3%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1582/2160 = 0,9875 = 9,06°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosв = (132+26)·2,0/2cos 9,06° = 160 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosв = 2,0·26/0,9875= 52,66 мм,

d₂ = 2,0·132/0,9875= 267,34 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 52,66+2·2,0 = 56,66 мм

d_a2 = 267,34+2·2,0 = 271,34 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ - 2,4m = 52,66 - 2,5·2,0 = 47,66 мм

d_f2 = 267,34 - 2,5·2,0 = 262,34 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,25·160 = 40 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3ч5) = 40+(3ч5) = 45 мм

Окружная скорость

v = щ₂d₂/2000 = 9,74·267,34/2000 = 1,3 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная

F_t = 2T₁/d₁ = 2·48,3·10³/52,66 = 1834 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosв = 1834tg20є/0,9875= 676 H

- осевая сила:

F_a = F_ttg = 1834tg 9,06° = 292 Н.

Проверка межосевого расстояния

а_w = (d₁+d₂)/2 = (52,66+267,34)/2 = 160 мм

Проверка пригодности заготовок

D_заг = d_a1+6 = 56,66+6 = 62,66 мм

Условие D_заг < D_пред = 125 мм выполняется

Для колеса размеры заготовки не лимитируются

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 - для косозубых колес [1c.64],

К_Нб = 1,06 - для косозубых колес,

К_Нв = 1,0 - для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,02 - коэффициент динамической нагрузки [1c.65].

у_H = 376[1834(5,0+1)1,06·1,0·1,02/(267,34·40)]^1/2 = 389 МПа.

Недогрузка (417 - 389)100/417 = 6,7% допустимо 10%.

Расчетные напряжения изгиба

у_F2 = Y_F2Y_вF_tK_FбK_FвK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 - коэффициент формы зуба,

Y_в = 1 - в/140 = 1 - 9,06/140 = 0,935,

K_Fб = 1,91 - для косозубых колес,

K_Fв = 1 - для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,05 - коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 26 > z_v1 = z₁/(cosв)³ = 26/0,9875³ = 27 > Y_F1 = 3,85,

при z₂ =132 > z_v2 = z₂/(cosв)³ =132/0,9875³ = 135 > Y_F2 = 3,61.

у_F2 = 3,61·0,935·1834·1,0·1,0·1,05/2,0·40 = 81,3 МПа < [у]_F2

у_F1 = у_F2Y_F1/Y_F2 = 81,3·3,85/3,61 = 86,6 МПа < [у]_F1.

Так как расчетные напряжения у_H < [у_H] и у_F < [у]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

5. Расчет и проектирование клиноременной передачи открытого типа

Выбор ремня

По номограмме [1c83] выбираем ремень сечения А

Диаметры шкивов

Минимальный диаметр малого шкива d_1min =125 мм [1c84]

Принимаем диаметр малого шкива на 1…2 размера больше

d₁ =100 мм

Диаметр большого шкива

d₂ = d₁u(1-е) =100•2,05(1-0,01) = 203 мм

где е = 0,01 - коэффициент проскальзывания

принимаем d₂ = 200 мм

Межосевое расстояние

a > 0,55(d₁+d₂) + h = 0,55(200+140) + 8,0 = 173 мм

h = 8,0 мм - высота ремня сечением А

принимаем а = 200 мм

Длина ремня

L = 2a + w +y/4a

w = 0,5р(d₁+d₂) = 0,5р(100+200) = 471

y = (d₂ - d₁)² = (200 - 100)² = 10000

L = 2•200 + 471 +10000/4•200 = 883 мм

принимаем L = 900 мм

Уточняем межосевое расстояние

a = 0,25{(L - w) + [(L - w)² - 2y]^0,5} =

= 0,25{(900 - 471) +[(900 - 471)² - 2•10000]^0,5} = 208 мм

Угол обхвата малого шкива

б₁ = 180 - 57(d₂ - d₁)/a = 180 - 57(200-100)/208 = 152є

Скорость ремня

v = рd₁n₁/60000 = р100•955/60000 = 5,0 м/с

Окружная сила

F_t = Р/v = 2,46•10³/5,0 = 492 H

Допускаемая мощность передаваемая одним ремнем

Коэффициенты

C_p = 1,0 - спокойная нагрузка

C_б = 0,92 - при б₁ = 152є [1c.82]

C_l = 1,0 - коэффициент влияния длины ремня

С_z = 0,95 - при ожидаемом числе ремней 2ч3

[Р] = Р₀C_pC_бС_lC_z

P₀ = 0,95 кВт -

номинальная мощность передаваемая одним ремнем

[Р] = 0,95•1,0•0,92·0,95 = 0,83 кВт

Число ремней

Z = Р/[Р] = 2,46/0,83 = 2,96

принимаем Z = 3

Натяжение ветви ремня

F₀ = 850Р /ZVC_pC_б =

= 850•2,46/3•5,0•0,92•1,0 =152 H

Сила действующая на вал

F_в = 2FZsin(б₁/2) = 2•152•3sin(152/2) = 882 H

Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви ремня

у_max = у₁ + у_и+ у_v < [у]_p = 10 Н/мм²

у₁ - напряжение растяжения

у₁ = F₀/A + F_t/2zA =152/81 +492/2•3•81 = 2,89 Н/мм²

А =138 мм²- площадь сечения ремня

у_и - напряжение изгиба

у_и = E_иh/d₁ = 80•8,0/100 = 6,40 Н/мм²

E_и = 80 Н/мм² - модуль упругости

у_v = сv²10^-6 = 1300•5,0²•10^-6 = 0,03 Н/мм²

с = 1300 кг/м³ - плотность ремня

у_max = 2,89+6,40+0,03 = 9,32 Н/мм²

условие у_max < [у]_p выполняется

6. Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи окружная

F_t = 1834 Н

радиальная

F_r = 676 H

осевая

F_a = 292 H

Консольная сила от клиноременной передачи действующая на быстроходный вал

F_в = 882 Н

Горизонтальная и вертикальная составляющие консольной силы от ременной передачи, действующие на вал

F_вв = F_вcos15° = 882cos15° = 852 H

F_вг = F_вsin15° = 882sin15° = 228 H

Консольная сила от муфты действующая на тихоходный вал

F_м = 125·Т₃^1/2 = 125·233,1^1/2 = 1908 Н

Рис. 6.1 - Схема нагружения валов цилиндрического редуктора с наклонным разъемом корпуса

7. Разработка чертежа общего вида редуктора

Материал быстроходного вала - сталь 45,

термообработка - улучшение: у_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [ф]_к = 10ч20 МПа

Диаметр быстроходного вала

где Т - передаваемый момент;

d₁ = (16·48,3·10³/р10)^1/3 = 29 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 50 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂ 1,5d₂ =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·233,1·10³/р15)^1/3 = 43 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 45 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,52,0)d₁ = (1,52,0)45 = 6890 мм,

принимаем l₁ = 80 мм

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 45+22,8 = 50,6 мм,

где t = 2,8 мм - высота буртика;

принимаем d₂ = 50 мм .

Длина вала под уплотнением:

l₂ 1,25d₂ =1,2550 = 63 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 50 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 50+3,23,0 = 59,6 мм,

принимаем d₃ = 60 мм.

Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и №210 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№210	50	90	20	35,1	19,8

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин.-М.: Высш. шк., 2002.-457 с.

2. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

3. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

4. Леликов О.П. Курсовое проектирование. - М.:Высш.шк.,1990.

5. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М.:Высш. шк., 2002.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru

...