Курсовая работа (т): Проектирование привода цепного конвейера

Проектирование привода цепного конвейера

Содержание

Введение

. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

. Расчёт закрытой передачи (редуктора)

. Расчет клиноременной передачи

. Эскизная компоновка и расчет валов (ориентировочный)

. Расчет валов проверочный

. Расчет шпоночного соединения

. Расчет подшипников качения по динамической нагрузке

. Уточненный расчет выходного вала на усталостную прочность

. Выбор муфты

. Расчет элементов корпуса

. Выбор смазки редуктора

. Допуски и посадки, посадки основных деталей редуктора

Заключение

Литература

Введение

Редуктором называется механизм, состоящих из зубчатых или червячных передач, выполненными в виде отдельного агрегата и служащего для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение скорости, и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Механизмы для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами. Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) передаточному числу без указания конкретного назначения.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: тип передачи (зубчатый, червячный, зубчато-червячный), число ступеней (одноступенчатый, двухступенчатый и т.д.), тип зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.), относительное расположение валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенности кинематической схемы (развернутая, с развернутой ступенью и т. д.)

Максимальное передаточное число одноступенчатого редуктора

Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением U. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальному, применяют редко, ограничиваясь U<=6. Как горизонтальные и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Конические редукторы применяются для передачи движения между валами, оси которых пересекаются. Межосевой угол обычно равен . Передаточное число одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колесами, как правило, не выше трех, в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях в качестве верхнего предела передаточное число можно принять равным 5.

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются. Передаточное число червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=8-80.

Подшипники служат опорами для валов, Они воспринимают радиальные и осевые нагрузки, приложенные к валу, и сохраняют заданное положение оси вращения вала. В дано приводе используются роликовые конические подшипники, которые воспринимают осевую нагрузку в конических и косозубых цилиндрических передачах.

Муфты - устройства для соединения валов, передачи крутящего момента с одного вала на другой и для компенсации несносности валов.

Кинематическая схема

1.       электродвигатель

2.       клиноременная передача

.        редуктор

.        рабочий орган

.        соединительная муфта

Табл.1

1. Кинематический расчет привода и выбор электродвигателя

Коэффициент полезного действия привода (табл. 1)[1]

η=η_р*η_чп*η_м=0.95  0.825 0.985 = 0.772

где η_р= 0,95 - коэффициент полезного действия ременной передачи

η_чп= 0.825 - коэффициент полезного действия червячной передачи

η_м= 0.985 - коэффициент полезного действия муфты

Требуемая мощность электродвигателя, кВт.

_{дв.расч.} =

Согласно расчетам принимаем электродвигатель марки 4А200 6у3 (табл. 2)[1] с мощностью 30 кВт, частотой вращения η_дв.ас. =975 об / мин и диметром вала d_в=60 мм.

Общее передаточное число привода

_об=n_дв.ас/n₃=975/40=24.38

₃-частота вращения ведомого вала, об/мин

Принимаем передаточное число U_ред=10

_от=U_об/U_ред=24,38/10=2,44

_от -передаточное число открытой (ременной) передачи

Частоты вращения валов

=n_дв.с=975 об/мин,

=n₁/u_от=975/2.44=400 об/мин,

=n₂/u_ред=400/10=40 об/мин.

Угловые скорости валов

ω₁=π*n₁/30=3.14*975/30=102 рад/с,

ω₂= ω₁/u₁=102/2.44=41.8 рад/с,

ω₃= ω₂/u₂=41.8/10=4.18 рад/с.

Мощности на валах

₁=P_{дв.расч.}=29,8 кВт,₂=P₁*η₁=29.8*0.95=28.3 кВт,₃=P₂*η₂=28.3*0.825=23 кВт.

Крутящие моменты на валах

₁=9550*P₁/n₁=9550*29.8/975=292 Н*м,₂=T₁*u₁*η₁=292*2.44*0.95=677 Н*м,₃=T₂*u₂*η₂=677*10*0,825=5590 Н*м.

Табл. 2. Таблица расчетов

2. Расчёт закрытой передачи (редуктора)

Выбор материалов червяка и червячного колеса.

Материал червяка.

Для червяка выберем Сталь 40Х с поверхностной закалкой до твердости HRC=47.5,диаметр заготовки 125 мм. (Табл. 4)

Материал колеса

Для определения материала колеса рассчитаем скорость скольжения v_s

_s=0.45*10^-3*n₁*=0.45*10^-3*400*177=3.19 м/с

Выбираем ЛЦ23А6Ж3Мц2,предел прочности σ_В=500 МПа, предел текучести σ_τ=330 МПа.

Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

Выбранная сталь относится к материалам II группы.(табл. 5)[2]

Допускаемое контактное напряжение:

[σ]_н=300-25*v_s=300-25*3.19=220 МПа_h=365*К_сут*24*К_сут*Т=365*0,45*24*0,5*4=7880 часов=60*n₂*L_h=60*40*7880=18910000_FL===0,72,

где K_FL- коэффициент долговечности

Допускаемое напряжение изгиба:

[σ]_F=(0,08*σ_пр+0.25*σ_τ)* K_FL=(0,08*500+0.25*330)* 0.72=88,2 МПа

Проектирование закрытой передачи [2]

Выбираем число витков червяка z₁=4

Определяем число зубьев червячного колеса:

₂=u*z₁=10*40=40

Из условия жесткости определяем коэффициент диаметра червяка q

=(0.212…0.250)*z₂=(0.212…0.250)*40=8.48,

по ГОСТ 19672-74 принимаем q=10

Определяем межосевое расстояние:

_ω=(+1)*=(+1)*=307 мм

Находим осевой модуль зацепления m:

=2*a_ω/(q+z₂)=2*307/(10+40)=12.3 мм

По ГОСТ 9563-60 принимаем m=12.5 мм

Фактическое межосевое расстояние a_ω:

_ω=m*(q+z₂)/2=12.5*(10+40)/2=312.5 мм

по ГОСТ 2144-76 принимаем a_ω=315 мм

Определяем коэффициент смещения Х:

Х=a_ω/m-0.5*(q+z₂)=315/12.5-0.5*(10+40)=0.2

Основные геометрические параметры

Делительный диаметр червяка

₁=q*m=10*12.5=125 мм

Диаметр вершин витков червяка

_a1=d₁+2*m=125+2*12.5=150 мм

Диаметр впадин витков червяка

_f1=d₁-2.4*m=125-2.4*12.5=95 мм

Делительный диаметр червячного колеса

₂=m*z₂=12.5*40=500 мм

Диаметр вершин зубьев червячного колеса

_a2=d₂+m*(2+2*X)=500+12.5*(2+2*0.2)=530 мм

Диаметр впадин зубьев червячного колеса

_f2=d₂-m*(2.4-2*X)=500-12.5*(2.4-2*0.2)=470мм

Наибольший диаметр червячного колеса

_am2≤ d_a2+_am2≤ 530+=542.5

Длина нарезной части при z₁=4

₁=m*(12.5+0.09*z₂)=12.5*(12.5+0.09*40)=201 мм

Ширина венца червячного колеса

₂≤0,67d_a1≤0.67*150≤100.5 мм

Уточняем межосевое расстояние

_ω=0.5*(d₁+d₂+2*X*m)=0.5*(125+500+2*0.2*12.5)=315 мм

Условный угол обхвата червяка колесом

δ=arcsin*=arcsin*=44.4^o

Угол подъема червяка

γ=arctg*==21^o

Уточняем скорость скольжения

_s===2.8 м/с =>не выходит из 2 группы материала

Проверочный расчет закрытой передачи

КПД

ŋ===0,88₃=T₂*4*ŋ=6776*10*0,88=5960 Нм.

Определяем силы в зацеплении.

_t1=F_a2===10832H,

где F_t1 - окружная сила на червяке, F_a2 - осевая сила на колесе.

_t2=F_a1===23840H,

где F_t2 - окружная сила на колесе, F_a1 - осевая сила на червяке.

F_r1=F_r2= F_t2*tgα_ω=23840*0,363=8650H,

где F_r- радиальная сила.

Контактная прочность зубьев

≤

=202,5 МПа

Изгибная прочность зубьев

σ_F=0.7*Y_F*q_Ft/m_n=0.7*1.45*261/11.6=22.8 МПа

Коэффициент формы зуба

z_ν2===49.4 => Y_F=1.45

q_Ft===261_n=m*cosγ=12.5*0.93=11.6мм

Тепловой расчет

_M=t_B+(1-η)*= 20+(1-0.88)*=40^оС ≤[t_M]

[t_M]=70…80 ^oC=A+A_p=1.985+0.15=2.134 м²

K_T=80 =>водяное охлаждение,

где K_T - коэффициент теплоотдачи, А-площадь корпуса редуктора, с которой производится теплоотвод, t_B - температура в помещении.

Определяем прогиб червяка

===0.0000031 мм≤ [f]

[f]=(0.01…0.005)*m=(0.125…0.0625)мм=d_am2=542.5 мм_пр===5430000мм²

где I_пр- приведенный момент инерции, L - расстояние между опорами вала-червяка, E - модуль упругости материала червяка, [f] - допускаемый прогиб.

Прогиб червяка не превышает допускаемый прогиб.

3. Расчет клиноременной передачи

Из таблицы 2.12 по заданной мощности P₁=29,8 кВт выбираем типы ремня «В», «Г»

Размеры клиновых ремней по ГОСТ 12841-89:

Оба типа ремня проектируемой передачи удовлетворяют критериям работоспособности; Окончательно принимаем передачу с типом ремня «В», т.к. при близких силовых параметрах передачи (F_t,Q)она имеет значительно меньшие габариты (D₂,D₁,a,L_p).

Рассчитываем ширину шкива по выражению:=(z-1)*e+2*f=(5-1)*25.5+2*17=136 мм,

где e и f- параметры канавки (табл. 2.18)[5]

Табл. 3