Кинематичечкий и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя и редуктора

АННОТАЦИЯ

 

Фасыхов А.Р.  Расчет и проектирование привода ленточного конвейера. – Аша:  филиал ЮУрГУ, МПИО; 2013, 29 с. таблиц-2,  рисунков-8, библиографический список - 8 наименований 

 

В пояснительную записку входит: Кинематический и силовой расчет привода, выбор электродвигателя и редуктора, определение мощности на валу исполнительного органа, определение частоты вращения вала исполнительного органа и двигателя, определение расчетной мощности на валу электродвигателя, расчет мощности на валах, частот вращении, вращающих моментов, выбор муфты, проектирование открытой передачи, проектирование исполнительного органа, проектный расчет вала, подбор подшипников и шпонок, проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту, проверочный расчет подшипников на долговечность, проверочный расчет шпоночного соединения.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ОГЛАВЛЕНИЕ

 

ВВЕДЕНИЕ………………………………………………………………………….…6

 

1 КИНЕМАТИЧЕЧКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР

    ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ  И РЕДУКТОРА……………………………………..….8

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа…………..........8

1.2 Определение частоты вращения вала исполнительного органа и

       двигателя на  статическую прочность……………………………………....8

1.3 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя ………..…8

1.4 Выбор электродвигателя………………………………………………….…9

1.5 Расчет мощности на валах, частот вращении, вращающих моментов ....11

2 ВЫБОР МУФТЫ……..………………………………………………..…………..14

3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ……………………………......15

4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА...............................….20

4.1 Проектный расчет вала……………………………………....……………..20

4.2 Подбор подшипников и шпонок………………………………………… ..20

4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность

       по эквивалентному моменту……………………………………………......22

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность…………………...25

  4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения…………………………....26

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ…………………………………………………………………….…28

 

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК…………………………………………….…29

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ВВЕДЕНИЕ

 

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам,  частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет цепной передачи.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода ленточного конвейера

 

1 – электродвигатель;

2 – муфта упругая втулочно-пальцевая;

3 – редуктор цилиндрический одноступенчатый шевронный;

4 – открытая передача цепная;

5 – исполнительный механизм приводной барабан;

I – вал электродвигателя;

II – ведущий вал редуктора;

III – ведомый вал редуктора;

IV – приводной вал барабан.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА.

 

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

Мощность P4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

,                                                              (1.1)  

 

где    Ft  –   окружное усилие, Н;

          vt   –   окружная скорость, м/с

 

 

1.2 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

 

Частота n4, мин-1, вращения вала:

                                        

                                                  (1.2)

 

где D  –  диаметр барабана ленточного конвейера, мм;

 

 

1.3 Определение расчетной мощности на валу двигателя

 

Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

                     ,                                                    (1.3)   

где η  – общий КПД привода равный

                                              

                                              (1.4)

 

–КПД открытой цепной передачи,  = 0,925;    

– КПД закрытой зубчатой передачи, = 0,975;

– КПД муфты, = 0,98;

– КПД пары подшипника, =0,99

 

 

 

1.4 Выбор электродвигателя

     Исходя из требуемой мощности =3,84кВт нам подходят 4 электродвигателя мощностью 4 кВт:

 

  Таблица 1- Данные электродвигателей по Гост 19523-81

 

Типоразмер	Синхр. частота вращения, об/мин	S,%	Номин. частота вращения мин-1
4А100S2	3000	3,3	2901	2
4A100L4	1500	4,7	1429,5	2
4A112MB6	1000	5,1	949	2
4A132S8	750	4,1	719,25	1,8

 

 

                                               

                                                        (1.5)

 

1) 4A100S2         3000(1-0,033)=2901 мин-1;

 

2) 4A100L4   1500(1-0,047)=1429,5 мин-1

 

3) 4A112MB6  1000(1-0,051)=949 мин-1

 

4) 4A132S8  750(1-0,041)=719,25 мин-1

 

Варианты передаточного отношения:

 

                                                           

                                                          (1.6)

 

 

 

 

 

 

Оптимальный диапазон передаточного отношения привода:

при   ; ;          

 

Проверим условие работоспособности при пуске

 

                                                                   

                                                (1.7)

 

 

                                

- условие выполняется

 

Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель – 4A100L4 (рис.2). Мощность РДВ = 4 кВт с синхронной частотой вращения равной 1500 мин-1. Номинальная частота вращения равна 1429,5 мин-1.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 2 –  Эскиз электродвигателя 4A100L4

 

 

1.5 Расчет мощности на валах, частот вращении, вращающих моментов

 

      Производим разбивку передаточных отношений по ступеням:

 

 

Определение мощности на валах привода:

 

 

 

Определение частот вращения валов привода:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Определение вращающих моментов на валах привода:

 

 

 

 

 

  Таблица 2- Силовые и кинематические параметры привода

 

№ вала	Р,кВт	n,	Т,Нм
1	3,84	1429,5	25,7	149,6
2	3,52	1429,5	23,5	149,6
3	3,4	286	113	30
4	3,3	100	310	10,5

 

 

Выбор редуктора

 

      Исходя из рассчитанных  вращающего момента на выходном  валу и частоты вращения на  входном валу, выбираем стандартный  цилиндрический одноступенчатый редуктор узкий горизонтальный общемашиностроительного применения типов 1ЦУ-100 предназначенный для увеличения крутящего момента и уменьшения частоты вращения.

     Условия применения редуктора 1ЦУ-100:

- нагрузка постоянная и переменная, одного направления и реверсивная;

- работа постоянная или с периодическими остановками;

- вращение валов в любую сторону;

- частота вращения входного вала не должна превышать 1800 об/мин;

- атмосфера типов I и II по ГОСТ 15150-69 при запыленности воздуха не более 10 мг/м3.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 3- Эскиз редуктора 1ЦУ-100

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 ВЫБОР МУФТЫ

 

Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания, выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-75, рассчитанной на максимальный вращающий момент равный 125 Нм, допускающая угловое смещение осей валов до 1° и радиальное смещение 0,2 мм. Название:МУВП-125-28-I1-УЗ ГОСТ 21424-75.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 4 – Эскиз муфты

1- корпус;

2- палец;

3- втулка распорная;

4- втулка упругая.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

Исходные данные:

Вращающий момент на ведущей звездочке

Частота вращения ведущей звездочки

Частота вращения ведущей звездочки

Передаточное число цепной передачи

Число зубьев ведущей звездочки

Число зубьев ведомой звездочки

Расчетный коэффициент нагрузки находим по формуле:

 

                                      

                                                   (3.1)

 

где  - динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

         - учитывает влияние межосевого расстояния;

         - учитывает влияние угла наклона линии центров;

         - учитывает способ регулирования натяжения цепи;

         - учитывает способ смазки;

         - учитывает продолжительность работы в сутки.

                                                                                          

                                                                                                                      

 

Определим допускаемое давление в шарнирах цепи

Так как ведущая звездочка имеет частоту вращения , среднее значение допускаемого давления при , .

Шаг однорядной цепи определим по формуле:

 

                                              (3.2)                                  

 

 

Выбираем цепь ПР-19,05-31,8 по ГОСТ 13568-75 с параметрами: t=19,05; разрушающая нагрузка Q=31,8кН; масса q=1,9 кг/м; Аоп=105,8 мм2.

Скорость цепи находим по формуле:

 

                        (3.3) 

 

Окружную силу находим по формуле:

 

                                            

, где                                                (3.4)

 

-частота вращения ведущей звездочки

 

 

Давление в шарнире проверяем по формуле:

 

                                          (3.5) 

 

Уточним допускаемое давление по формуле:

 

                                            

                                                  (3.6)

 

 

17,6МПа<23,76МПа-условие выполняется

 

Определим число звеньев цепи по формуле:

                                                                        (3.7)      

;

 

;

 

;

тогда:

 

Округлим до четного числа =148 мм

 

Уточним межосевое расстояние цепной передачи по формуле:

 

 

                  (3.8) 

 

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, то есть на .Таким образом фактическое межосевое расстояние =943 мм

Определим диаметры делительных окружностей звездочек по следующим формулам:

                                                     

                                                  (3.9)

 

 

                                                    

                                                 (3.10)

 

 

Определим диаметры наружных окружностей звездочек по следующим формулам:

 

                                                                                   (3.11)

 

                                           ,где                                 (3.12)

 

где d1 =11,91 - диаметр ролика цепи

 

 

 

Определим силы, действующие на цепь:

Окружная: - определена выше

От центробежных сил: , где q=1,9 кг/м - масса цепи

От провисания:

Определим расчетную нагрузку на валы по формуле:

 

 

                                                                                                       (3.13)

 

 

Проверим коэффициент запаса прочности цепи по формуле:

 

                                                                                                  (3.14)

 

 

20,7>8,4 - условие прочности выполняется

Определим размеры ведущей звездочки:

Толщина диска звездочки:

 

 

где Bвн - расстояние между пластинками внутреннего звена

Ступица звездочки:

 

 

Длина ступицы:

 

 

 

 

 

Определим размеры ведомой звездочки:

 

Толщина диска звездочки:

 

,

 

Ступица звездочки:

 

 

Длина ступицы:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 5- Схема цепной передачи

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

     4 ПРОЕКТИРОВАНИЕ ИСПОЛНИТЕЛЬНОГО ОРГАНА

 

4.1 Проектный расчет вала

 

Рассчитываем значение диаметра вала в месте установки ведомой звездочки:

 

                                                   

                                    (4.1)

 

Примем d = 45мм

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП, мм определяем по формуле:

 

                        

                                                              (4.2)

где t2 = 3,8 мм.

 

 

для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем : dП = 60 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм < dБП< 71,0 мм) примем dБП =70 мм :

Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 65 мм.

 

4.2 Подбор подшипников и шпонок

 

Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под ведомую звездочку:

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:

  - высота шпонки    h = 9 мм;

  - ширина шпонки                                 b = 14 мм;

  - длина шпонки    l  = 70 мм;

  - глубина паза вала             t1 = 5,5 мм;

  - глубина паза ступицы                       t2 = 3,8 мм.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения  его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 65 мм:

  - высота шпонки    h = 11 мм;

  - ширина шпонки                                 b = 18 мм;

  - длина шпонки    l  = 100 мм;

  - глубина паза вала    t1 = 7 мм;

  - глубина паза ступицы   t2 = 4,4 мм.

 

 

 

 

Рисунок 6 – Эскиз шпоночного соединения

 

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.

- диаметр отверстия      dП  = 60 мм;

- диаметр внешнего кольца    D  = 110 мм;

- ширина подшипника     В  = 22 мм;

- координата фаски      r    = 2,5  мм;

- динамическая радиальная грузоподъёмность Cr  = 30,0 кН;

- статическая радиальная грузоподъёмность  C0r = 16,0 кН.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 7 – Эскиз подшипника

 

4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность

 по эквивалентному моменту

 

Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании: Ft = 1500 Н

      Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:

 

                                       S2 = 0,25.Ft =0,25.1500 = 375 Н                                   (4.3)

 

Сила натяжения на нагруженной стороне равна:

 

                                      S1 = Ft + S2 = 1500 + 375 = 1875 Н                              (4.4)

 

Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:

 

                                     Q = S1 + S2 = 1875+375 = 2250 Н                                 (4.5)

 

Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ :

 

                                                 (4.6)

 

 

Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 1125 Н.

В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q  и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:

 

                                                                                               (4.7)                                      

 

Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

ТD = 310 Нм

 

МD = 0,111.1125 = 124,875  Нм

тогда:

 

 

 

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

 

                                             

                                      (4.8)

 

где   dD – Диаметр вала в сечении D,мм.

тогда:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа

 

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

 

                                                                                                             (4.9)

 

где    Kр– коэффициент режима работы, Kр = 1,8;

   [σи]– допускаемое напряжение изгиба, МПа.

 

                                                                                                           (4.10)

 

где   σТ –  предел  текучести материала (Сталь 40Х), σТ = 640 МПа;

  [n] –   коэффициент запаса, [n] = 2.

тогда:

 

 

25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, – условие выполняется.

 

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

 

Fr = FA = FВ = 1147,5 Н;

 

     Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

 

                                                     Pr = VXFrKБKТ,                                              (4.11)

 

где  Х– коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;

  е – коэффициент осевого нагружения, е = 0,19;

       V– коэффициент внутреннего кольца, V = 1;

 КТ – температурный коэффициент, КТ = 1;

 КБ – коэффициент безопасности, КБ = 1,3.

 

Pr = 1.1.1125.1,3.1 = 1462,5 Н.

 

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

                                        

                                  (4.12)

 

где a1 – коэффициент долговечности, a1 = 1;

 a23 – коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;

 

 

Сравниваем с требуемым ресурсом = 10000, ч:

 

 

Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 – годен.

 

4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения

 

4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала барабана в месте установки ведомой звездочки:

Условие работоспособности шпонки вала:

 

                                                                                      (4.13)

 

где Т – передаваемый момент, Т = 310Нм;

       d – диаметр вала, d = 45 мм;

lр – рабочая длина шпонки, мм:

 

lр = l – b = 70 – 14 = 56 мм;

 

k – глубина врезания шпонки, мм:

 

k = h – t1 = 9 – 5,5 = 3,5 мм.

 

[σсм]–допускаемое напряжение смятия, [σсм]<180 МПа.

 

 

70,3 МПа  < 180 МПа - условие выполняется.

 

 

 

 

 

4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном:

 

Условие работоспособности шпонки вала:

 

                                                                                      (4.14)

 

где Т – передаваемый момент, Т = 337Нм;

      d – диаметр вала, d = 65 мм;

lр – рабочая длина шпонки, мм:

 

lр = l – b = 100 – 18 = 82 мм;

 

k – глубина врезания шпонки, мм:

 

k = h – t1 = 11 – 7 = 4 мм.

 

[σсм] –допускаемое напряжение смятия, [σсм]<180 МПа.

 

 

29,08 МПа  < 180 МПа – условие выполняется.

 

Шпоночное соединение показано на рисунке 6.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

 

Конструирование - это творческий процесс создания оптимального варианта машины в документах (главным образом на чертежах) на основе теоретических расчетов.

Курсовое проектирование по дисциплине «Детали машин» выполняется после завершения изучения блока общеобразовательных, общетехнических и ряда технологических дисциплин, и его целью является приобретение первых инженерных навыков по расчету и конструированию типовых деталей и узлов машин и механизмов на основе полученных теоретических знаний.

Основными задачами курсового проекта в целом являются:

–ознакомление с научно-технической литературой по теме курсового проектирования;

–изучение известных конструкций аналогичных машин и механизмов с анализом их достоинств и недостатков;

–выбор наиболее простого варианта конструкции с учетом требований технического задания на проект;

–выполнение необходимых расчетов с целью обеспечения заданных технических       характеристик проектируемого устройства;

–выбор материалов и необходимой точности изготовления деталей и узлов проектируемого устройства, шероховатости поверхностей, необходимых допусков и посадок, допусков формы и их расположения;

–выполнение графической части курсового проекта в соответствии с требованиями стандартов;

–составление необходимых описаний и пояснений к курсовому проекту.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

БИБЛИОГРАФИЧЕСКИЙ СПИСОК

 

1 Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. – Челябинск: ЧГТУ, 1992. –324 с.

2 Справочник конструктора -  машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001. –423 с.

3 Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование  узлов и деталей машин: Ученое  пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. – 477с., ил.

4 Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.: Политехника, 1991. – 384 с.

5 Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А.  Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. – Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. – 67 с.

6 Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1986. – 61 с.

7 Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. – 94 с.

8 Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. – 94 с.