Реферат Проектирование привода цепного конвейера 2

Работа добавлена на сайт bukvasha.net: 2015-10-28

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 25.12.2024

Оглавление

Техническое задание. 3

1 Техническое предложение. 3

1.1 Выбор электродвигателя. 3

1.2 Кинематический и силовой расчет привода. 3

2 Эскизный проект. 3

2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений 3

2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора. 3

2.3 Расчет плоскоременной передачи. 3

2.4 Предварительный расчет валов редуктора. 3

2.5 Эскизная компоновка редуктора. 3

2.6 Расчет шпоночных соединений. 3

2.7 Выбор посадок для деталей редуктора. 3

2.8 Выбор смазки зацепления и подшипников. 3

2.9 Сборка ведущего вала редуктора. 3

Заключение. 3

Список литературы.. 3

Техническое задание:

Спроектировать привод цепного конвейера, кинематическая схема которого приведена. Выполнить технический расчет привода.

Разработать рабочие чертежи деталей (вал редуктора, шестерня, зубчатое колесо) и сборочный чертеж вала 1 редуктора.

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода цепного конвейера.

Р₃=6 кВт; ω₃=1,8π

1 Техническое предложение

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя найдём по формуле (1.1):

(1.1)

где η_р.п.=0,96 – к.п.д. ременной передачи

η_з.п. =0,98 – к.п.д. закрытой зубчатой передачи

η_п.к. =0,99 – к.п.д. пары подшипников качения и опор барабана (4 пары).

Имеем:

=6,64 кВт

Частота вращения на выходном валу n₃=

30·1,8=54 об/мин.

Требуемую частоту вращения на ведущем валу назначим n₁=750 об/мин

По величинам N₁ и n₁ назначим электродвигатель асинхронный трёхфазного тока, единой серии 4А, с синхронной частотой вращения

n_с= 750 об/мин, [1]: Тип и размер двигателя: 4A160S8У3.

Механические характеристики электродвигателя:

Номинальная мощность N₁, H= 7,5 кВт;

Скольжение S = 2,5%;

Номинальная частота вращения n_н1=731,3 об/мин;

Диаметр вала электродвигателя dэ=42 мм;

Т_пуск/Т_Н = 1,4;

где Т_пуск пусковой момент.

Определим предварительное передаточное отношение:

=13,54

Подберем передаточные отношения ступеней привода.

Назначим для редуктора u_з.п.= 4,5,

тогда для плоскоременной передачи

u_р.п.== 3,01, примем 3, что приемлемо для данного вида передачи.

1.2 Кинематический и силовой расчет привода

Распределение частоты вращения и крутящих моментов по валам.

Частота вращения вала 2:

n₂ = n₁ × u_р.п. =54 × 3=162 об/мин.

Угловая скорость вала 2

ω₂=5,4·π рад/с

Угловая скорость вала 1

ω₁=24,375·π рад/с

Далее рассчитываем вращающие моменты на валах.

T₁=Н·м.

T₂= Т₁·u_р.п.=97,94·3=293,82 Н·м.

T₃= Т₂·u_з.п.=293,82·4,5=1322,21 Н·м.

Данные расчета сведем в таблицу 1.

Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода.

Вал	Т, Н×м	n, об/мин	U	ω, рад/с
1	97,94	731,3	-	24,375π
2	293,82	162	3	5,4π
3	1322,21	54	4,5	1,8π

2 Эскизный проект

2.1 Выбор материалов зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

В качестве материалов зубчатых колёс назначаем сталь углеродистую, качественную с термообработкой нормализация или улучшение.

Для шестерни - материал сталь 50, термообработка улучшение [2], диаметр заготовки до 200 мм, твёрдость материала по Бриннелю НВ₁ 258, предел текучести при растяжении σ_T1= 540 МПа, предел прочности при растяжении σ_в1= 790 МПа.

Для колеса назначим материал сталь 50, термообработка нормализация, ориентировочный диаметр заготовки 100 ÷300 мм, предел прочности при растяжении σ_в2 = 590 МПа, предел текучести при растяжении σ_т2= 300 МПа, твердость по Бринеллю НВ₂ 180.

Определим пределы выносливости

для шестерни НВ₁ 258:

σ_Hlimb1 = 2HB₁+70 =586 MПa;

для колеса HB 180

σ_Hlimb2 = 2НВ₂+70 = 430 МПа;

Допускаемые напряжения на контактную выносливость

_,

_где_{KHL=1, коэффициент долговечности при длительной работе редуктора.}

Для НВ ≤350 по [1, табл 3.4] коэффициент безопасности[ S_F]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка).

Для колеса

_МПа

Для шестерни

_МПа

2.2 Расчет зубчатой передачи редуктора

Находим межосевое расстояние:

где К_а=49 для прямозубой передачи, К_Нβ=1,15 [1, стр.32]– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

Принимаем стандартное по ГОСТ 2185-66 .

Модуль передачи:

m = (0,01...0,02)·a_w. Принимаем m=4.

Суммарное число зубьев:

Число зубьев шестерни:

, принимаем 29.

Число зубьев колеса:

Фактическое передаточное число:

Отклонение от стандартного:

Проверка сборки передачи:

Производим проверку действительных контактных напряжений:

Окружная скорость зацепления:

K_Нa=1,05 [3, табл.3.4] - коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки между зубьями и K_Н_β=1 [3, табл.3.5] - коэффициент, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца;

K_Н_υ - коэффициент, учитывающий влияние динамичности нагрузки, для 8 степени точности и полученной окружной скорости по [3, табл.3.8] равен 1,03.

Проверим перегрузку

≤6%, что допустимо.

Расчет на контактную выносливость под действием максимальных нагрузок не проводим, полагая, что ударные нагрузки на привод в процессе эксплуатации незначительны.

Находим геометрические размеры зацепления.

Делительный диаметр:

Диаметр вершин зубьев:

Диаметр впадин зубьев:

Ширина зубчатого венца:

Находим усилия в зацеплении.

Окружная сила:

Радиальная сила:

a = 20⁰ – угол зацепления.

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни, так как материал колес передачи одинаков, но коэффициент Y_F, учитывающий форму зуба, для шестерни больше:

- коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба [1, табл.3.4];

- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.3.4];

=3,9+((3,9-3,8)/(30-25))·(29-25)=3,98, [1, стр.42].

Допускаемое напряжение на выносливость при изгибе

_.

Для НВ ≤350 по [3, табл. 3.4] коэффициент безопасности[ S_F]=1,75 (примем способ получения заготовок поковка или штамповка). При d<300 мм масштабный коэффициент k_xF=1, при d≥300 мм масштабный коэффициент k_xF=1,3-d_a·10^-4=1,3-362,347·10^-4=1,263. Коэффициенты Y_S=0,97, Y_R=1[3]

Тогда допускаемые напряжения на контактную выносливость

Для колеса _МПа

Для шестерни _МПа

Следовательно, условие прочности на изгиб соблюдено.

2.3 Расчет плоскоременной передачи

Находим диаметр ведущего шкива d₁==276 мм.

По ГОСТ17383-73 принимаем d₁ = 280 мм.

Находим диаметр ведомого шкива: d₂ = U_р.п.·d₁·(1 - e),

где e = 0,01 – коэффициент скольжения [1. стр.120].

d₂ = 3×280·(1 – 0,01)=831мм.

Принимаем d₂ = 800 мм.

Находим фактическое передаточное число:

=3,8%<4%, что допустимо.

Находим ориентировочное межосевое расстояние:

A ³ 1,5·(d₁ + d₂) = 1,5·(280+800)=1620 мм.

Расчетная длина ремня (без учета припуска на соединение концов):

4978 мм

Принимаем L =5000 мм.

Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине ремня:

,

1831 мм

Определяем угол захвата ремнем ведущего шкива:

161^°

Находим скорость ремня:

где м/сек- допускаемая скорость.

10,72 м/сек

Определяем частоту пробега ремня:

, где - допускаемая частота пробегов.

2,14 сек^-1

Находим окружную силу F_t, передаваемую ремнем:

700, Н

Находим допускаемую удельную окружную силу:

,

где - допускаемая приведенная окружная сила [1, стр.119, табл. 7.1];

С_в=1- коэффициент наклона линии центров шкивов к горизонту;

С_α=1-0,003·(180-161)= 0,943- коэффициент угла захвата;

С_v =1,04-0,0004·v²=1,04- коэффициент влияния напряжения от центробежной силы;

C_p=1- коэффициент динамической нагрузки [1, табл.7.4];

=2,93 H/мм

Находим ширину ремня:

79,6 принимаем b=80 мм [1. стр.119], ширина шкива В =100 мм.

Находим площадь поперечного сечения ремня:

мм²

Находим силу предварительного натяжения ремня:

, Н

Находим и ведомой ветви ремня:

782, Н

82, Н.

Находим силу давления ремня на вал:

458,5, Н

Проверяем прочность ремня по максимальным значениям в сечении ведущей ветви:

где 1,46 МПа - напряжение от силы F₁;

- напряжение от изгиба ремня;

МПа- модуль продольной упругости при изгибе [1, стр.123].

1,07 МПа

напряжение от центробежной силы; - плотность материала ремня [1, стр.123].

0,013 МПа;

Предел выносливости МПа - допускаемое напряжение растяжения для плоских ремней [1, стр.123].

σ_мах=1,46+1,07+0,013=2,54 МПа≤7МП, условие выполнено.

Проверка долговечности ремня определяется в зависимости от числа циклов, равное 10⁷, от числа пробегов во время эксплуатации N_ц=2·3600·Н₀·λ [1, стр.124], где λ=== 2,14- число пробега ремня в секунду:

, где С_i≈1,5-0,5=1,5·-0,5=1,63 – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения, С_Н=1, при постоянной нагрузке.

Долговечность

=462255 ч.

2.4 Предварительный расчет валов редуктора

Назначим в качестве материала валов сталь 50, термообработка улучшение.

Из расчёта на прочность по касательным напряжениямот действия крутящего момента определим диаметры выходных валов

где Т₂=294,Н·мм - крутящий момент;

[τ], МПа - пониженное допускаемое касательное напряжение.

а) для ведущего вала назначим материал вала сталь 50, термообработка - улучшение

Назначим [τ] =25 МПа;

=43 мм.

Назначим d_B1= 45 мм по ГОСТ 6636-69.

Диаметры вала на остальных частях назначим по конструктивным соображениям с учётом посадок и закрепления на валу:

диаметр вала под крышкой подшипника:

d_k_p1=(1÷1,1)·d_В1 =48 мм ГОСТ 6636-69;

диаметр вала под подшипник:

d_п1= (1÷1,1)·d_k_p1=50 мм ГОСТ 8328-75;

диаметр вала под шестерню:

d_ш1=(1÷1,1)·d_п1= 55 мм ГОСТ 6636-69.

б) для ведомого вала

Т₃=1322 Н·м

Назначим [τ] =25 МПа;

=64,6 мм.

Назначим d_В2 = 65 мм ГОСТ 6636-69

Диаметры вала на остальных частях назначим по конструктивным соображениям с учётом посадок на валу:

диаметр вала под крышкой подшипника:

d_k_p2=(1÷1,1)·d_В2 =72 мм ГОСТ 6636-69;

диаметр вала под подшипник:

d_п2= (1÷1,1)·d_k_p2=75 мм ГОСТ 8328-75;

диаметр вала под колесо:

d_к2=(1÷1,1)·d_п2= 78 мм ГОСТ 6636-69.

2.5 Эскизная компоновка редуктора

Компоновка проводится на одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора. Для проведения эскизной компоновки необходимо определить конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса и крышки

δ=0,025а + 1 =0,025·316+1=8,87 мм мм; принимаем δ=10мм;

δ₁=0,02а+1=0,02·200+1=7,3 мм; принимаем δ₁ =8 мм.

Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b=1,5∙δ=1,5∙10=15 мм;

δ₁=1,5∙ δ₁=1,5∙8=12 мм;

нижнего пояса корпуса

р =2,35∙ δ= 2,35∙10=23,5 мм; принимаем р = 24 мм.

Диаметры болтов:

фундаментных d₁=(0,03±0,036)·а+12=(0,03±0,36)·316+12=21,45 мм; принимаем болты с резьбой М24;

болтов, крепящих крышку к корпусу у подшипника, d₂=(0,7÷0,75)∙d₁=(0,7÷0,75)∙24=16,8 мм; принимаем болты с резьбой М18;

болтов, соединяющих крышку с корпусом, d₃=(0,5÷0,6)∙d₁=(0,5÷0,6)∙18=9 мм; принимаем болты с резьбой М10.

На этапе эскизной компоновки выявляем приближенно расстояние между опорами и положение зубчатых колес относительно опор.

Перед вычерчиванием выбираем способ смазки зацепления зубчатой пары и подшипников. 3ацепление смазывается окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса редуктора. Подшипником смазываются консистентной смазкой, закладываемой в подшипниковые камеры. Раздельная смазка предохраняет подшипники от попадания вместе с маслом частиц металла от износа зубьев (особенно во время приработки). Камеры подшипников отделяем от внутренней полости корпуса мазеудерживающими кольцами.

Придерживаемся следующего порядка вычерчивания:

2.5.1 Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию - ось ведущего вала. Намечаем положение ведомого вала и проводим вертикальную осевую линию.

2.5.2 Вычерчиваем в зацеплении шестерню и колесо. Далее конструктивно оформляем шестерню и колесо по найденным выше размерам. Для уменьшения расстояния между опорами ведомого вала ступицу колеса выполняем симметрично относительно диска.

Выбираем конструкцию подшипникового узла ведущего вала. Осевые нагрузки отсутствуют. Шарикоподшипники по диаметрам быстроходного и тихоходного валов.

Условное обозначение подшипника	d	D	В	C	C₀
	мм			кН
310	50	110	27	61,8	36
315	75	160	37	112	72

2.5.3 Размечаем подшипники ведущего вала.

Приняв расстояние от торца шестерни до корпуса х=10 мм и зазор между торцами буртика и подшипника у₁=15 мм (для размещения мазеудерживающего кольца), наносим габариты подшипника.

2.5.4 Для выходного вала подшипники располагаем с расчетом того, что выходные плоскости обеих пар подшипников совпадают.

2.5.5 Очерчиваем ориентировочно контур внутренней стенки корпуса, приняв у₃= 1,5δ, где δ=10 мм - толщина стенки корпуса.

Расстояние между опорами валов (колесо расположено симметрично между опорами):

,

где мм – зазор между зубчатыми колесами и внутренними стенками редуктора;

– длина ступицы шестерни; W≈1,5·В=1,5·37=60 мм. – ширина стенки корпуса в месте установки подшипников (примем 60 мм). Тогда L=218 мм.

Толщина фланца крышки подшипника равна диаметру отверстий крепления крышки к корпусу, т.е. 10 мм. Высота головки болта 0,7·d_б=7 мм.

Установим зазор между головкой болта и торцом соединительного пальца цепи равный 15 мм.

компоновка.jpg

2.6 Расчет шпоночных соединений

Призматические шпонки, принимаемые в редукторе, проверяем на смятие. Проверке подлежат две шпонки тихоходного вала под колесом и звездочкой, и шпонка быстроходного вала под шкивом и шестерней.

Проверяем шпонки быстроходного вала.

Диаметр выходного конца быстроходного вала 45 мм. Для него размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 23360-78 Глубина паза вала t = 5,5 мм. Длина шпонки l = 63 мм. Материал – сталь 45. Рабочая часть, длина шпонки

Условие прочности:

где F_t = 2·Т₂/d_вых1=2·293,82·10³/45=13058 H – окружная сила на шкиве;

[s] = 110 МПа – допускаемое напряжение на смятие;

- площадь смятия;

Диаметр быстроходного вала под шестерней 55 мм. Для него размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 23360-78 Глубина паза вала t = 6 мм. Длина шпонки в зависимости от ширины шестерни принимаем равной l =110 мм. Материал – сталь 45. Рабочая часть, длина шпонки

Условие прочности:

где F_t = 2·Т₂/d_ш=2·293,82·10³/55=10684 H – окружная сила на шкиве;

[s] = 110 МПа – допускаемое напряжение на смятие;

- площадь смятия;

Проверим шпонки тихоходного вала.

Диаметр тихоходного вала под колесом 78 мм. Для него размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 23360-78 Материал – сталь 45. Рабочая длина шпонки

F_t =2·Т₃/d_ш=2·1322·10³/78=33902 H – окружная сила на колесе;

- площадь смятия;

Диаметр тихоходного вала под колесом 65 мм. Для него размеры поперечного сечения шпонки по ГОСТ 23360-78 : Материал – сталь 45.

Рабочая длина шпонки:

2·Т₃/d_вых=2·1322·10³/65=40683 H - окружная сила.

- площадь смятия.

Таким образом, выбранные шпонки пригодны.

2.7 Выбор посадок для деталей редуктора

Посадки зубчатого колеса и шестерни на вал H7/р6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполнены с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по H7.

Отклонения внутренних диаметров распорных колец и сальников по H8.

Отклонения внутренних диаметров шкивов и звездочек H7.

2.8 Выбор смазки зацепления и подшипников

а) Для смазки зубчатых колес используем жидкое масло. При v= 2,42 < 12 м/с назначим картерную смазку.

Объем масляной ванны V= 0,5·N₁ =3,75 л.

Колесо погрузим в масло на высоту, равную высоте зуба. При вращении колес, масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю часть. Внутри корпуса образовывается взвесь частиц в воздухе, которая покрывает поверхность всех расположенных корпуса деталей.

При v=0,98 м/с по таблице необходимая кинематическая вязкость масла 118 сСт. При кинематической вязкости 118 сСт по таблице назначаем индустриальное масло И-100А, ГОСТ 20790-75. Контроль уровня масла производим жезловым маслоиспускателем, т.к. он удобен для осмотра, прост и надежен. Для слива масла в корпусе предусматриваем сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутреннюю полость сообщаем с внешней средой, путем установки отдушины в его верхней полости.

б) Для смазки подшипников качения при

d_П1·n₁=0,81·10⁴ мм·об/мин < 300000 мм·об/мин

d_П2·n₂=4,5·10³ мм·об/мин < 300000 мм·об/мин

Назначим пластичную смазку УС-1, ГОСТ 1033-73. Для предотвращения смешивания жидкого масла и пластичной смазки перед подшипником с внутренней стороны поставим мазеудерживающее кольцо.

2.9 Сборка ведущего вала редуктора

2.8.1 Установить шпонку под шестерню.

2.8.2 На специальном стенде напрессовать шестерню на вал.

2.8.3 Установить распорную втулку на вал.

2.8.4 Установить мазеудерживающие кольца.

(операции по п. 2.8.3 и 2.8.4 выполнить не снимая вал со стенда)

2.8.5 Установить подшипники на стенде с обоих концов вала.

2.8.6 Установить прокладку под крышку.

2.8.7 Установить сквозную крышку с сальником.

2.8.8 Установить шпонку на выходной конец вала.

(сборочный чертеж вала – лист 2)

Заключение

При проектировании редуктора строго выдержаны и учтены основные требования, предъявляемые к любой сконструированной машине.

В конструкции редуктора все детали и сборочные единицы обладают одинаковой степенью соответствия требованиям надежности, точности, прочности, долговечности, жесткости, износостойкости.

Обеспечение высокой надежности изделий является одним из важнейших условий интенсивности дальнейшего прогресса. С повышением надежности снижаются затраты на запасные детали и простои, повышается производительность труда, увеличивается наработка, снижаются затраты в сфере ремонта. С повышением надежности и долговечности может быть снижен выпуск машин или увеличена полезная отдача оборудования.

Основными показателями надежности является вероятность безотказной работы, т. е. вероятность того, что в пределах заданной наработки отказ объекта не возникает.

К важнейшим показателям долговечности относится следующая характеристика: ресурс (или технический ресурс) – наработка объекта от начала эксплуатации или ее возобновление после среднего или капитального ремонта до наступления предельного состояния.

Изделие имеет рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую малые габариты, удобство сборки, замены деталей или сборочных единиц при ремонте.

При создании новых машин предусмотрена конструктивная преемственность (использование предшествующего опыта машиностроения данного профиля) и модульный принцип (компоновка машины из отдельных законченных узлов-блоков, соединяемых между собой быстроразъемными соединениями). Спроектированный редуктор отвечает требованиям унификации и стандартизации.

Список литературы

1.       Чернавский С.А. и др. "Курсовое проектирование деталей машин". Учебное пособие -2-е издание, переработанное и дополненное - М.: Машиностроение, 1988 -416 с.

2.       Журавлев В.Н., Николаева О.И." Машиностроительные стали". Справочник - 3-е издание, переработанное и дополненное - М.: Машиностроение,1981- 391 с.

3.       Гузенков П.Г. "Детали машин". Учебник для ВУЗов - 4-е издание, исправленное - М.: Высшая школа,1986-359 с.

4.       Подшипники качения. Справочник - каталог. Под редакцией В.Н. Нарышкина и Р.В. Карташевского - М.: Машиностроение,1984 - 280 с.

Bukvasha