Кинематическая схема привода винтового конвейера

Задание 

 

   

Кинематическая  схема привода винтового конвейера 

1. Редуктор  цилиндрический
2. Цепная передача
3. Цилиндрическая передача
4. Электродвигатель
5. Муфта
6. Шнековый транспортер

 

     Введение

     Одним из важнейших факторов научно-технического прогресса, способствующих скорейшему совершенствованию общественного производства и росту его эффективности, является проблема повышения уровня подготовки специалистов.

     Решению этой задачи способствует выполнение курсового проекта по «Деталям машин», базирующегося на знаниях физико-математических и общетехнических дисциплин: математики, механики, сопротивления материалов, технологии металлов, черчения.

     Объектом  курсового проектирования является одноступенчатый редуктор-механизм, состоящий из зубчатой передачи, выполненный  в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины.

     Назначение  редуктора - понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим валом.

     Редуктор  проектируется по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному  числу без указания конкретного  назначения, что характерно для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов. 
 
 
 
 
 
 
 

1 Кинематический и  силовой расчёт  привода. Выбор  электродвигателя

     1.1 Определение мощности на выходном валу

     Данная  мощность присутствует в условии  и равняется Р₄= 2 кВт

     1.2 Определение КПД привода

Для определения  общего КПД привода следует знать  КПД всех входящих в него элементов  и механизмов. Для нахождения коэффициентов  полезного действия муфты (м), подшипниковых  пар (пп) и зубчатых передач следует обратиться к табличным данным [3]. Согласно приведенным значениям запишем следующее: η_м=0.98, η_пп=0.99, η_ред=0.975, η_ц=0.925, η_з=0.955

Общий КПД привода  равен

     1.3 Определение мощности на валу электродвигателя

     Мощность  на валу электродвигателя

       Р₁=

     1.4 Определение частоты вращения выходного вала.

     Частота вращения выходного вала указана  в условии и равняется n₄=19 мин^-1

     1.5 Выбор электродвигателя

     Зная  мощность на валу электродвигателя выбираем электродвигатель 4А112МА6 (ГОСТ 19523-81). Его параметры:

     Р_э/дв=3 кВт;

     n_э/дв=1000 мин^-1;s=4,7 % [5]

     1.6 Определение фактической частоты  вращения приводного вала

     n₁

мин^-1

     1.7 Определение общего суммарного  передаточного числа привода

     u_общ=

     1.8 Определение передаточного числа  отдельных элементов кинематической  цепи

     u_общ=

Примем u_ред =5, u_зуб =4, u_м =1, тогда

u_ц = =2,51

     1.9 Определение частоты вращения на каждом валу

     Для определения частоты вращения на каждом валу применим следующую формулу:

     n₁= n_эл/дв =953 мин^-1,

     n₂= =953 мин^-1,

     n₃= =191 мин^-1, 

     n₄= =76 мин-¹,

     n₅= =19 мин-¹.

     1.10 Определение угловых скоростей на каждом валу привода

     Для определения всех угловых скоростей  воспользуемся следующими формулами:

     ω₁= с^-1

     ω₂= с^-1

     ω₃= c^-1

     ω₄= c^-1

         ω₅= c^-1

     1.11 Определение мощности на  валу  электропривода

     При определении данных величин следует  учитывать все элементы электропривода, которые способствуют понижению  КПД на каждом из пяти валов. Таким  образом, получаем:

     Р_V=2 кВт

     Р_IV= кВт

     Р_III= кВт

     P_II= кВт

     P_I=

     1.12 Определение крутящих  моментов  на каждом валу привода

     Т_I= = Н×м,

     Т_II= = Н×м,

     Т_III= = Н×м,

     Т_IV= = Н×м

     Т_V= = Н×м 
 
 
 
 
 
 
 

2 Расчет зубчатой  передачи редуктора 

     2.1 Выбор твёрдости,  режима термообработки  и материала колеса

В зависимости  от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твёрдость  колёс и материал для изготовления. Для данной шестерни выберем сталь 45, в качестве термообработки – улучшение, твердость HB 230; для колеса – сталь45, термическая обработка – улучшение, но твердость на 30 единиц ниже – HB 200. 

     2.2 Определение допускаемых  контактных напряжений [σ]_н1 для шестерни и [σ]_н2 для колеса

Для косозубых  колес расчетное допускаемое  контактное напряжение определяется по формуле (3.10 [4]):

                                          [σ]_н=0,45×([σ]_н1+[σ]_н2)                                     (2.1)

 

Для шестерни [σ]_н1= = ≈482 МПа; 

Для колеса [σ]_н2= = ≈428 МПа.

 Тогда расчетное  допускаемое контактное напряжение

[σ]_н=0,45×(482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [σ]_н≤1,23[σ]_н2 выполнено. 

     2.3 Определение значения  межосевого расстояния  и нормального  модуля зацепления

     Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяется по формуле (3.7 [4]):

                                    а_w= ,                              (2.2)

     где К_а=43,

     Ψ_ba - коэффициент ширины (Ψ_ba=0,4);

     К_н – коэффициент нагрузки в расчётах на контактную прочность.

     К_н=1,25.

     нашего  редуктора u=u_p=5.

     Определим значение действительного межосевого расстояния:

     а_w=

мм.

Полученное значение а_w=112,2 мм округляем до ближайшего стандартного значения а_w^ст=112 мм (см. с.36 [4]). 

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей  рекомендации:

m_n=(0,01÷0,02)∙а_w==(0,01÷0,02)∙112=1,12÷2,24 мм;

принимаем по ГОСТ 9563-60* m_n=2мм.  

2.4 Определение числа  зубьев шестерни  и колеса и угла  наклона зубьев 

Примем предварительно угол наклона зубьев β=10⁰  и определим числа зубьев шестерни и колеса: 

                                                  z₁=

                                          (2.3)

                

                   z₁= =18,38.

     Округлим  и примем z₁ равным z₁=18; тогда z₂=z₁u=18∙5=90.

     Уточненное  значение угла наклона зубьев:

                                                 cosβ=                                             (2.4)

                    cosβ= =0,9642

     β=15⁰38’.

     2.5 Определение основных  размеров шестерни  и колеса

  Диаметры делительные (3.17 [4]):

                   d₁=                                                                                       (2.5)

                   d₁=

                   d₂=                                                                                      (2.6)

                   d₂=             

Проверка: а_w= 112мм.

Диаметры вершин зубьев:

                   d_a1=d₁+2m_n                                                                                          (2.7)

                             d_a1=37,3+4=41,3 мм.

                   d_a2=d₂+2m_n                                                                                                                                       (2.8)

                             d_a2=186,7+4=190,7 мм.

Ширина колеса:

                   b₂=Ψ_ba×a_w                                                                                                                                             (2.9) 

      b₂=0,4∙112=44,8 мм.

Ширина шестерни:

                   b₁ = b₂ + 5мм= 49,8мм.

Определяем коэффициент  ширины шестерни по диаметру: 

                    Ψ_bd=                                                                                            (2.10)

                    Ψ_bd=

Окружная скорость колес и степень точности передачи

                    v=                                                                                          (2.11)

                   

                    v= м/с.

При такой скорости для косозубых колес следует  принять 8-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

                     K_H=K_Hν×K_Hβ×K_Hα, 

По таблице 3.5 [4] при Ψ_bd=1,33, твердости ≤350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hβ=1,18; 

По таблице 3.4 [4] при v=0,373 м/с и 8-ой степени точности K_Hα=1,06; 

По таблице 3.6 [4] для косозубых колес при v≤5 м/с имеем K_Hα=1,0;

                   

                   K_H=1,18∙1,06∙1,0=1,25.  

     2.6 Проверка контактных  напряжений 

     Расчётное значение контактного напряжения определяется по следующей формуле (3.6 [4]):

        

                                             σ_н=                                       (2.12) 

                                            σ_н=

 Определим  разницу между σ_н и [σ]_н:

                                        Δ=                                                                             (2.13)

                                       Δ= % < 5%.

     Из  этого следует, что принятые параметры  передачи можно принять за окончательные. 

2.7 Определение сил  в зацеплении

     Окружная  сила:

                                                         F_t=                                                 (2.14)

                                                        F_t= =1280 H.                 

     Радиальная  сила:

                                                       F_r=                                                   (2.15) 

           F_r=

H.

     Осевая  сила:

                                              F_a=F_t×tgβ                                                   (2.16)

             F_a=1280×tg15⁰38’=352,1 H. 

     2.8 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

     Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса (см. формулу 3.25 [4] ):

                σ_F2= £[s]_F,                                                           (2.17)

     где Y_F=4,09 – коэффициент учитывающий форму зуба;

     У шестерни z_v1= =20,5;

     У колеса   z_v2= =100,4.

                    Y_F1=4,09 и Y_F2=3,60

     Допускаемое напряжение определяется по формуле 3.24 [4]:

                     [σ_F]=                                                                         (2.18)

     Для стали 45 улучшенной при твердости  HB≤350 =1,8HB.

     Для шестерни =1,8∙230=415 МПа; для колеса =1,8∙200=360 МПа. По таблице 3.9 [4] [S_F]=1,75.

     Допускаемые напряжения:

     для шестерни [σ_F1]=

     для колеса [σ_F2]=

         Y_β= =0,91 – коэффициент учитывающий угол наклона зуба;

         K_F=K_Fβ∙K_FV=1,38∙1,1=1,518 – коэффициент нагрузки (см. стр. 42 [4]);

         K_Fα=0,92.

     Проверяем прочность зуба колеса:

             σ_F2= ≤[σ_F2]=206 МПа.

     Условие прочности выполняется.

3 Расчет цепной  передачи

      Цепная  передача расположена между редуктором и зубчатой передачей. Передаваемая мощность P=2,31 кВт. Частоты вращения n₁=191 об/мин; n₂=76 об/мин. Расположение передачи под углом 45⁰, работа в одну смену, смазка периодическая.

      3.1 Определение шага  цепи

      Выбираем  для передачи цепь приводную роликовую  ПР по ГОСТ 13568 – 75.

Определяем шаг  цепи по формуле (7.38 [4]):

                               

                  t≥                                                                               (3.1)

      где t – шаг цепи, мм;

      T₃ – вращающий момент на валу меньшей звездочки, Нмм;

      z₁ – число зубьев малой звездочки;

        - допускаемое давление в шарнирах, Н/мм²

        - число рядов цепи;

      Для определения шага цепи вычислим:

      а)Вращающий момент

                    T₃=                                                                          (3.2)

                    T₃=

      б) коэффициент К_Э=k_Дk_ak_Hk_pk_смk_П,

      где k_Д - динамический коэффициент, учитывающий характер нагрузки: при спокойной нагрузке K_Д=1;

      k_a - учитывает влияние межосевого расстояния: при a=(30÷50)t K_a=1; 

      k_H=1 - учитывает влияние наклона;

      k_p=1,25 – учитывает способ регулирования натяжения цепи;

      k_см=1,5 - учитывает способ смазки;

      Kп=1 - учитывает периодичность работы.

      Тогда К_Э=1,25∙1,5=1,87.

      в) Число зубьев звездочек:

      ведущей

                   z₁=31-2∙u

      где передаточное число u= , тогда

                   z₁=31-2∙2,51≈25,97

      ведомой

                   z₂= z_1∙u=26∙2,51≈65.

      г)среднее значение [p] принимаем ориентировочно по таб 7.18 [4]:

      [p]=23 МПа; число рядов m=1;

      Находим шаг цепи:

                t=  

  По таб 7.15 [4] принимаем ближайшее большее значение t=25,4 мм, проверка опорной поверхности шарнира А_оп=179,7 мм², разгружающая нагрузка Q=60 кН,q=2,6 кг/м. 

3.2 Проверка цепи  по частоте вращения  и давлению в  шарнирах

 

а) По частоте  вращения  

По табл. 7.17 [4] допускаемая для цепи частота вращения [n₁]=800 об/мин, условие n₁≤[n₁]выполнено

  б) По давлению  в шарнирах

 По табл. 7.18 [4] при n₁ = 191 об/мин значение [p]= 23,54 МПа, а с учетом примечания к табл. 7.18 [p]= 23,54∙[1+0,01(26-17)]=25,7 МПа.

Расчетное давление определяется по формуле: 

                   p=                                                                                          (3.3)

Здесь F_t= = ,

Где .

                 

                  P=

Условие p≤[p] выполнено. 

3.3 Определение числа  звеньев цепи 

Предварительно  находим суммарное число зубьев:

                

                  z_∑=z₁+z₂=26+65=91; 

поправка

 

       ∆= ; a=40t;

Число звеньев  цепи определяем по формуле (7.36 [4]):

                  L_t=                                                                               (3.4)

                  L_t=

Округляем до четного  значения L_t=82. 

3.4 Определение точного  значения межосевого  расстояния 

Уточняем межосевое  расстояние по формуле (7.37 [4]):

                                                             (3.5)

         

            =435 мм.

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность  уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 435∙0,004≈1,74 мм. 

3.5 Определение диаметров  делительных окружностей  звездочек 

Диаметры делительных  окружностей звездочек определяю т по формуле (7.34 [4]): 

ведущей

                       d_Д1=                                                                                   (3.6)

                       d_Д1=          

ведомой    

                       d_Д2=                                                                                   (3.7)

                        d_Д2=  

3.6 Определение диаметров  наружных окружностей  звездочек 

Диаметры наружных окружностей звездочек определяют по формуле (7.35 [4]): 

 Ведущей 

                   D_е1=                                                                (3.8)

По табл 7.15 [4] d₁=15,88 мм. - диаметр ролика цепи;

                   D_е1=

Ведомой

                   D_е2=                                                                (3.9) 

                   D_е1=  

3.7 Определение сил,  действующих на  цепь

окружная

           F_t=110 H; 

центробежная

           F_v=q∙v²=2,6∙2,1²=11,5 H; 

от провисания цепи

           F_f=9,81k_fqa=9,81∙1,5∙2,6∙0,435=16,64 H; 

расчетная нагрузка на валы

           F_B= F_t+2∙ F_f=1100+2∙16,6=1133,2 H/