Реферат: Привод к скребковому транспортеру

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГОУ ВПО

ЧЕЛЯБИНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯАГРОИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ

Факультет Электрификации и автоматизациисельскохозяйственного производства

Кафедра Детали машин

КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод к скребковому транспортеру

Студент М.С. Вайсенбург

Группа 301

Челябинск 2009

Исходные данные.

Тяговая сила F, 3,2кН

Скорость тяговой цепи v,0,5 м/с

Шаг тяговой цепи р,80 мм

Число зубьев звездочки z7

Допустимое отклонение скорости цепи δ,4 %

Срок службы привода Lr,5 лет

/>

Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2: 1-двигатель;2 – клиноременная передача; 3 – редуктор; 4 – упругая муфта с торообразнойоболочкой; 5 – ведущая звездочка конвейера; 6 – тяговая цепь.

Введение

В машиностроении находят широкое применение редукторы,механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в видеотдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочеймашине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытыезубчатые передачи, цепную или ременную передачу.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышениевращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы,служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов,называют мультипликаторы.

Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунногоили сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатыеколеса, валы, подшипники и т.д.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины,либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу безуказания конкретного назначения.

Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом,вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрическогоредуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей,а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.

1. Рассчитаем срок службы приводного устройства

Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле

/>

где Lr — срок службы привода, лет; tc — продолжительность смены, ч; Lc — число смен; Кс — коэффициентсменного использования,

/>

Определяем ресурс привода при двухсменной работе спродолжительностью смены 8 часов.

/>ч

Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.

/> ч.

Рабочий ресурс привода принимаем 23*103 ч.

2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определяем мощность и частоту вращения двигателя

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

Определяем требуемую мощность рабочей машины

/>кВт

где F — тяговая сила цепи, кН, v – скорость тяговой цепи м/с.

Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД)привода:

/>

где ηрп – КПД ременной передачи; ηзп — КПД зубчатой передачи; ηм – КПД муфты; ηп –КПД опор приводного вала;

Из таблицы берем: ηрп – 0,96; ηзп– 0,97; ηм – 0,98; ηп – 0,99;

/>

Находим требуемую мощность электродвигателя.

/>кВт

Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном= 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:

Вариант Тип двигателя

Номинальная мощность

Pном, кВт

Частота вращения, об/мин синхронная

При нормальном режиме nном

1 4АВ80В2У3 2,2 3000 2850 2 4АМ90L4У3 2,2 1500 1425 3 4АМ100L6У3 2,2 1000 950 4 4АМ112МА8У3 2,2 750 700

2.2 Определяем передаточное число привода и его ступеней

Находим частоту вращения приводного вала

/>м/с

где: v — скоростьтяговой цепи м/с; z – число зубьев ведущей звездочки; р — шаг тяговой цепи, мм.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

/>

Производим разбивку общего передаточного числа, принимая длявсех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4

/>

Передаточное число Варианты 1 2 3 4 Общее для привода u м/с 53,17 26,59 17,72 13,06 Цепной передачи 13,29 6,65 4,43 3,23 Конического редуктора 4 4 4 4

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим квыводу:

а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-забольшого передаточного числа всего, привода;

б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общегоназначения из за большой металлоемкости;

в) во втором варианте получилось большое значениепередаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнеетретий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счетдопускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемоезначение.

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения.

/>об/мин

Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв/>

/>об/мин

отсюда фактическое передаточное число привода

/>

передаточное число цепной передачи

/>

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Рном = 2,2 кВт, nном = 950 об/мин); передаточные числа:привода u = 18, редуктора uзп = 4, цепной передачи uоп = 4,5

2.3 Определим силовые кинематические параметры (двигателя),привода

Рассчитаем мощность при Рдв = 1,81 кВт

Быстроходный вал редуктора.

/>кВт

Тихоходный вал редуктора.

/>кВт

Вал рабочей машины.

/>кВт

где Ррм – мощность рабочей машины

Рассчитаем частоту вращения при nном = 950 об/мин

Быстроходный вал редуктора.

/>об/мин

Тихоходный вал редуктора.

/>об/мин

Вал рабочей машины.

/>об/мин

Рассчитаем угловую скорость

Вал двигателя

/> 1/с

Быстроходный вал редуктора.

/> 1/с

Тихоходный вал редуктора.

/> 1/с

Вал рабочей машины.

/> 1/с

Рассчитаем вращающий момент

Вал двигателя

/>Н*м

Быстроходный вал редуктора.

/>Н*м

Тихоходный вал редуктора.

/>Н*м

Вал рабочей машины.

/>Н*м

Таблица. Силовые и кинематические параметры привода

Параметр Вал двигателя Вал редуктора Вал рабочей машины Быстоходн. Тихоход.

Мощность

Рн, кВт

PДВ= 1,81

P1=1,738

P2=1,669

Pрм=1,619

Частота вращения

n, об/мин

nном=950

n1=214,4

n2=60,28

nрм=60,28

Угл. скорость

ω, 1/с

ωном=99,43

ω1=22,44

ω2=5,61

ωрм=5,61

Момент T, Н*м

ТДВ=18,20

Т1=76,63

Т2=294,35

Трм=285,58

3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимыхнапряжений

3.1 Выбираем материал зубчатой передачи

а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

-для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка — улучшение изакалка ТВЧ, Dпред = 200 мм Sпред = 125мм; твердостью 48...53HRCЭl,(460…515 НВ2)

-для колеса берем сталь 40ХН, термообработка – улучшение, Dпред = 315 мм Sпред = 200 мм; твердостью 235...262 НВ2,

б)Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

для шестерни

HB1cp = (НВmin — НВmax )/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.

для колеса

HB2cp = (НВmin — НВmax )/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.

3.2 Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете наконтактную прочность

/>

для шестерни

/>

для колеса

/>

3.3 Действительные числа циклов перемены напряжений

— для колеса

/>

— для шестерни

/>

где: n2 — частота вращения колеса, мин-1;Lh — время работы передачи ч; u — передаточное число ступени.

3.4 Определяем коэффициент долговечности при расчете поконтактным напряжениям

/>

где: NHG – базовое число циклов; N – действительное значение.

— для шестерни

/>

— для колеса

/>

/>

3.5 Определяем число циклов перемены напряжений

— для шестерни

/>

— для колеса

/>

3.6 Определяем допустимое контактное напряжениесоответствующее числу циклов перемены напряжений

— для шестерни

/>

— для колеса

/>

3.7 Определяем допускаемое контактное напряжение

— для шестерни

/>Н/мм2

/> Н/мм2

Так как

/>

/>,

то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднемудопускаемому контактному напряжению:

/> Н/мм2

При этом условии

/> Н/мм2

соблюдается

3.8 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьевшестерни и колеса

а)Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.

/>

где NFO — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределувыносливости, NFO=4*106 для обоих колес.

— для шестерни

/>

— для колеса

/>

Так как N1>NF01 и N2>NFО2,то коэффициенты долговечности KFL1 =1, и KFL2 = l.

б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующеечислу циклов перемены напряжений NF0:

— для шестерни:

/>

в предположении, что m<3мм;

— для колеса:

/>

в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:

— для шестерни

/>

— для колеса

/>

Таблица Механические характеристики материалов зубчатойпередачи.

Элемент передачи Марка стали

Dпред

Термообработка

HRCэ1ср

[σ]Н

[σ]F

Sghtl

HB2ср

Н/мм2

Шестерня 40Х 315/200 У+ТВЧ 50,5 877 310 Колесо 40Х 200/125 У 248,5 514,3 255,95

4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи

4.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса de2,мм

/>

где Кнβ — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьямиКнβ = 1;

θН — коэффициент вида конических колес. Дляпрямозубых колес θН = 1.

/>

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальныхлинейных размеров />

4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса

для колеса

/>

для шестерни

/>

4.3 Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм

/>мм

4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса

/>

где ψе = 0,285 — коэффициент ширины венца.

/>

Округлить до целого числа по ряду Ra 40.

b=42

4.5 Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес

/>

где KFβ — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьямиKFβ =l;

/> - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых. />

4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни

для колеса

/>

для шестерни

/>

4.7 Определяем фактическое передаточное число

/>

проверяем его отклонение от заданного u.

/>

/> %

4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестернии колеса

для колеса

/>

для шестерни

/>

4.9 Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубойшестерни

НВ1ср — НВ2ср = 487,5-248,5=239

Так как

239> 100,

То

х1=х2 = 0.

4.10 Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм

Делительный диаметр шестерни

/>

Делительный диаметр колеса

/>

Вершины зубьев шестерни

/>

Вершины зубьев колеса

/>

Впадины зубьев шестерни

/>

Впадины зубьев колеса

/>

4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни иколеса:

для шестерни

/>

для колеса

/>

Проверочный расчет

4.12 Проверяем пригодность заготовок колес

Условие пригодности заготовок колес:

/>

/>/>

Диаметр заготовки шестерни

/>мм

Размер заготовки колеса

/>

Соответствует.

4.13 Проверим контактные напряжения

/>

где Ft — окружная сила в зацеплении, Н равная

/>

КНα — коэффициент, учитывающий распределениенагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; КНα= 1

KHv — коэффициент динамической нагрузки.Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес />м/с, и степени точностипередачи

/>

443,72≤514,3

4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

напряжения изгиба зубьев шестерни

/>

напряжения изгиба зубьев колеса

/>

где: KFα — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями прямозубых колес KFα = l; KFv — коэффициент динамической нагрузки; YFl и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υβ -коэффициент,учитывающий наклон зуба; Υβ = l;

4.15 Составляем табличный ответ

Проектный расчет параметр значение параметр значение

Внешнее конусное расстояние Rе

144.308

Внешний делительный диаметр:

шестерни dе1

колеса dе2

69,273

280,314

Внешний окружной модуль me

1.611 Ширина зубчатого венца b 42

Внешний диаметр окружности вершин:

шестерни dае1

колеса dае2

70,401

281,087

Вид зубьев Прямозубые

Угол делительного конуса:

шестерни δ1

колеса δ2

13,8796

76,1204

Внешний диаметр окружности впадин:

шестерни dfe1

колеса dfe2

65,519

279,387

Число зубьев:

шестерни z1

колеса z2

43

174

Средний делительный диаметр:

шестерни d1

колеса d2

59,367

240,229

5. Расчет клиноременной передачи

Выбираем сечение ремня при

Рном = 2,2кВт nном = 950 об/мин

Выбираем участок А

Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива dmin,мм. при Тдвиг = 18,20 Н*м

dмин = 90 мм

Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива

d1 = 100 мм.

/>

Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:

/>

где u — передаточноечисло открытой передачи; ε — коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.

Определяем фактическое передаточное число uф

/>

проверяем его отклонение от заданного

/>

/> условия соблюдаются.

Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:

/>

где h — высота сечения клинового ремня h = 8 мм.

/>

/>мм

Определяем расчетную длину ремня l мм:

/>

/>

Выбираем длину ремня l=1600 мм

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине

/>

/>

/> для облегчения надевания ремня нашкив

/> для натяжения ремней

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1град:

/>

/>

/> соответствует

Определяем скорость ремня v, м/с:

/>

/> м/с

где [v] — допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;

Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:

/> с-1

U ≤ 30

Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновымремнем

/>

где /> - допускаемаяприведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С — поправочныекоэффициенты.

Ср = 1 (спокойная), Сα = 0,89, Сl = 0,95, Сz = 0,95, />=0,72,

/>

Определим количество клиновых ремней

/> /> шт

Определим силу предварительного натяжения одного клиновогоремня Fo, H:

/> Н

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновыхремней Ft, H:

/>Н

Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:

Ведущая ветвь

/>Н

Ведомая ветвь

/>Н

Определим силу давления на вал Fon, H:

/>Н

Проверочный расчет

Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальнымнапряжениям в сечении ведущей ветви

/>

а) σ1 – напряжение растяжения Н/мм2

/> Н/мм2

б) σи – напряжение изгиба Н/мм2

/>

где Еи =80…100 – модуль упругости при изгибепрорезиненных ремней

/> Н/мм2

в) σv– напряжение центробежных сил Н/мм2

/>Н/мм2

Ρ = 1250…1400 кг/мм3

г) [σ]р – допустимое напряжение растяженияН/мм2

[σ]р = 10 Н/мм2

/>

Полученные данные занесем в таблицу

параметр значение параметр значение Тип ремня Клиновый

Число пробегов ремня

U, 1/c

1,429 Сечение ремня 138

Диаметр ведущего шкива d1

100 Количество ремней z 4

Диаметр ведомого шкива d1

450 Межосевое расстояние α 320

Максимальное напряжение σ, Н/мм2

9,9

Длинна ремня

l

1600

Начальное напряжение ремня

F0Н/мм2

445,55

Угол охвата малого шкива

α град

139,6

Сила давления ремня на вал Fоп, Н

345

6. Определение сил в зацеплении закрытых передач

Коническая с круговым зубом.

Определяем силы в зацеплении

а) окружная на колесе

/>

окружная на шестерне

/>/>

б) радиальная на шестерне

/>

yr – коэффициент радиальной силы

/>

/>

радиальная на колесе

/>/>

в) осевая на шестерне

/>

yа – коэффициент осевой силы

/>

/>

осевая на колесе

/>/>

7. Расчет валов

7.1 Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытойпередачи

/>

где />=10…20 Н/мм2,Мк – крутящий момент равный вращающему моменту на валу. Мк= Т1 или Т2 соответственно

Вал редуктора быстроходный

/>

Вал редуктора тихоходный

/>

Вал редуктора быстроходный

/> под шестерню />

Вал редуктора тихоходный

/> под полумуфту />

7.2 Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки иотверстием и подшипник

/>

для быстроходной t = 2,5, для тихоходной t =2,8

/> – для вала шестерни быстроходной

/> – для колеса тихоходного

Для быстроходного

/>

/>

Для тихоходного

/>

/>

7.3 Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо

/>

Для быстроходного

/>

/>

7.4 Рассчитаем четвертую ступень под подшипник

/>

Для быстроходного

/>

l4 = B l4 = 100

Для тихоходного

/>

l4 = T l4 = 20

8. Предварительный выбор подшипников

312 d = 50D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых

7208 d = 40D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α= 14 для роликовых иконических подшипников

9. Определение размеров муфты

Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82

d1 = d = 45 D = 250

lци = 84 lци = 270

В = 0,25 D =0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5

δ = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15

D0= 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150

dст = 1.55d = 69.75

Список используемой литературы

1 ЧернавскийС.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976,1984.

2 РешетовД.Н. Детали машин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.

3 ШейнблитА.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991.