Курсовая работа: Привод к скребковому транспортеру

МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФГОУ ВПО

ЧЕЛЯБИНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯ АГРОИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ

Факультет Электрификации и автоматизации сельскохозяйственного производства

Кафедра Детали машин

КУРСОВАЯ РАБОТА

Привод к скребковому транспортеру

Студент М.С. Вайсенбург

Группа 301

Челябинск 2009

Исходные данные.

Тяговая сила F, 3,2 кН

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 торообразной оболочкой; 5 – ведущая звездочка конвейера; 6 – тяговая цепь.

Введение

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

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего 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, чугунного или сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

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

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

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, 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 — коэффициент сменного использования,

Определяем ресурс привода при двухсменной работе с продолжительностью 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 рабочей машины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочей машины.

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 — скорость тяговой 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 для всех 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 к выводу:

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

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

в) во втором варианте получилось большое значение передаточного числа;

г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее третий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счет допускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемое значение.

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 допустимых напряжений

3.1 Выбираем материал зубчатой передачи

а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку

-для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка — улучшение и закалка 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 на контактную 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 по контактным 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 напряжение соответствующее 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 среднему допускаемому контактному напряжению:

Н/мм2

При этом условии

Н/мм2

соблюдается

3.8 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса

а)Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.

где NFO — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, 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, соответствующее числу 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 зубчатой передачи.

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, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями Кнβ = 1;

θН — коэффициент вида конических колес. Для прямозубых колес θН = 1.

Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2 для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальных линейных 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, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьями KFβ =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 шестерни и колеса

для колеса

для шестерни

4.9 Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубой шестерни

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 и колеса:

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 распределение нагрузки 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 точности передачи

443,72≤514,3

4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

напряжения изгиба зубьев шестерни

напряжения изгиба зубьев колеса

где: KFα — коэффициент, учитывающий распределение 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 — передаточное число 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 на шкив

для натяжения ремней

Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1 град:

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 клиновым ремнем

где — допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С — поправочные коэффициенты.

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

Определим количество клиновых ремней

шт

Определим силу предварительного натяжения одного клинового ремня Fo, H:

Н

Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновых ремней 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 максимальным напряжениям 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 изгибе прорезиненных ремней

Н/мм2

в) σv – напряжение центробежных сил Н/мм2

Н/мм2

Ρ = 1250…1400 кг/мм3

г) [σ]р – допустимое напряжение растяжения Н/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 F0 Н/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 открытой передачи

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 и отверстием 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 = 50 D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых

7208 d = 40 D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α= 14 для роликовых и конических 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 Чернавский С.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976, 1984.

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

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