Привод цепного конвейера. 4

Федеральное государственное  бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального  образования

«Южно-Уральский государственный  университет»

(национальный исследовательский  университет)

Кафедра «Теоретическая Механика и Основы Проектирования Машин»

ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка к  курсовому проекту по курсу

детали машин

ЮУрГУ.303343.342 ПЗ

Нормоконтролер

 

«__»__________2012 г.

Руководитель

Теребов А.С.

«__»_____________2012 г.

 

Автор проекта 

студент группы АТ-342

Ерохин

 

Проект защищен

с оценкой

___________________

«__»_____________2012 г.

Челябинск

2012 

СОДЕРЖАНИЕ

СОДЕРЖАНИЕ 2

ВВЕДЕНИЕ 4

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ 5

1.1. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма 5

1.2. Определение мощности на валу исполнительного механизма 5

1.3. Определение расчётной мощности на валу двигателя 6

1.4. Выбор электродвигателя 6

1.4.1. Расшифровка аббревиатуры электродвигателя АИР90L4 7

1.4.2. Проверка двигателя на экономичность 8

1.4.3. Проверка двигателя на перегрузочную способность при пуске 8

1.5. Определение передаточного отношения привода 8

1.6. Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов 9

2 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ НА ЭВМ 10

2.1. Исходные данные 10

2.2. Выбор варианта расчета редуктора 10

2.3. Геометрические параметры червячной передачи 11

3. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ЗАКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ 12

3.1. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев 12

3.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу 13

3.3. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу 14

3.4. Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок 14

4. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ 16

5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОТКРЫТОЙ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 17

6. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА 19

6.1.Проектный расчет валов 19

6.2. Подбор подшипников качения 20

6.3. Подбор шпоночных соединений 21

6.4. Конструирование основных элементов 22

6.5. Смазка редуктора 22

7. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА СТАТИЧЕСКУЮ ПРОЧНОСТЬ ПО ЭКВИВАЛЕНТНОМУ МОМЕНТУ 24

8. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ 28

9. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ ДЛЯ ТИХОХОДНОГО ВАЛА РЕДУКТОРА 30

10. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ДЛЯ ТИХОХОДНОГО ВАЛА НА ДОЛГОВЕЧНОСТЬ 32

10.1. Определение сил, нагружающих подшипники 32

10.2. Расчет подшипников на заданный ресурс 33

СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ 35

 

ВВЕДЕНИЕ

Курсовой проект по деталям  машин является первой работой студентов, при выполнении которой приобретаются  навыки расчёта и конструирования  деталей и узлов машин, изучаются  методы, нормы и правила проектирования, обеспечивающие получение надёжных, долговечных и экономичных конструкций.

Темой курсового проекта  является привод цепного конвейера. Он включает в себя электродвигатель, плоскоременную передачу, редуктор, муфту  и исполнительный механизм. Редуктор предназначен для передачи мощности от электродвигателя к исполнительному механизму с уменьшением частоты оборотов и увеличением вращающего момента. Муфта сглаживает скачки моментов сил возникающие при эксплуатации механизма.

В записке приведены кинематический и силовой расчёты привода, дана методика выбора электродвигателя, изложены методики проектного и проверочного расчётов червячной передачи. 

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

Рисунок 1 – Кинематическая схема привода цепного конвейера

1. Электродвигатель АИР; 2. Ременная  передача; 3. Червячный редуктор; 4. Комбинированная муфта; 5. Звёздочки.

1.1. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма

Частота вращения вала исполнительного  органа n₃:

 

где – окружная скорость;

 – число зубьев звездочки цепного конвейера;

 – шаг цепи цепного конвейера.

1.2. Определение мощности на валу исполнительного механизма

 

T₃ = 1500 (Нм)– вращающий момент на валу исполнительного механизма;

n₃ – частота вращения вала исполнительного механизма.

1.3. Определение расчётной мощности на валу двигателя

Расчётная мощность P₁ на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учётом потерь в приводе:

 

где η -  общий КПД привода;

Общий КПД привода вычисляется  как произведение КПД отдельных  передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода:

 

где η₁ – КПД плоскоременной передачи η₁= 0,96;

η₂ – КПД червячной передачи η₂= 0,8;

η₃ – КПД муфты η₃= 0,98;

η₄ – КПД подшипников η₄= 0,99;

.

Тогда

1.4. Выбор электродвигателя

;

где i – передаточное отношение привода,

 

 

 

В приводах общего назначения применяют в основном трехфазные электродвигатели переменного тока с короткозамкнутым ротором серии 4A, отличающимся простотой конструкции и эксплуатации, низкой стоимостью.

Типоразмер двигателя  выбирают по расчетной мощности P₁ и по намеченной частоте n₁ вращения вала. Наиболее рациональным в данном случае будет выбор двигателя АИР100L4, со следующими характеристиками: мощность 4 кВт, синхронная частота вращения 1500 об/мин, скольжение 4%, КПД 87%, отношение пускового момента к номинальному 2.

Номинальная асинхронная  частота вращения вала определяется

 

где S – относительное скольжение вала.

 

Двигатель и редуктор устанавливаются  на раме (плите) в виде самостоятельных  агрегатов, поэтому нужно применять  двигатель на лапах исполнения IM1081.

Рисунок 2. Эскиз электродвигателя АИР100S2, исполнения IM 1081.

 

Габаритно-присоединительные размеры  двигателей АИР100 исполнений IM1081.

 

Тип	l30*	h31*	d24	l1	l10	l31	d1	d10	d20	d22	d25	b10	n	h	l21*	l20*	h10*	h5	b1
АИР 100 L4	420	277	250	60	140	63	28	12	215	14	180	160	4	100	14	4	9	31	8

* - размеры могут  незначительно отличаться в зависимости  от завода-изготовителя электродвигателя.

1.4.1. Расшифровка  аббревиатуры электродвигателя  АИР90L4

Электродвигатели асинхронные  типа АИР общего назначения предназначены  для привода механизмов и машин  в условиях умеренного климата.

А – асинхронный; И –  унифицированная серия Интерэлектро; Р – Привязка мощностей к установочно-присоединительным  размерам по ГОСТ (РС 3031).

100 – габарит от плоскости установки до плоскости вращения вала;

S – Установочный размер по длине станины;

Длинна сердечника первая;

2 – число полюсов

Конструктивные исполнения и способ монтажа по ГОСТ 2479-79.

IM1 – на лапах с подшипниковыми щитами

08 – способ монтажа

1 – с одним цилиндрическим  концом вала

1.4.2. Проверка двигателя  на экономичность

По экономическим соображения  паспортная мощность P_дв должна быть близка к расчетной мощности P₁ при выполнении условия:

 

 

Выполнение данного, условия  говорит о том, что расчетная  мощность удовлетворяет условиям работы двигателя. Разность паспортной P_дв и расчетной P₁ мощностей обеспечивает запас по мощности, реализуемый при кратковременных пиковых перегрузках (например, при пуске).

1.4.3. Проверка двигателя  на перегрузочную способность  при пуске

 

где кратковременность пускового момента двигателя: отношение начального пускового момента, к номинальному, паспортному, приведенное в технической характеристике двигателя,

 коэффициент  кратковременных пиковых перегрузок  в приводе - отношение наибольшей пиковой нагрузки, в приводе, к номинальной. Т.к. в техническом задании отсутствует данные о пиковых перегрузках, то примем согласно рекомендации учебного пособия, тогда

 

1.5. Определение передаточного отношения привода

На начальном этапе  проектирования известны мощности P₁ и P₃ и частоты n₁ и n₃ валов двигателя и исполнительного механизма.

Уточним передаточное отношение  привода:

 

 

Так как в привод включена открытая ременная передача то:

 

Передаточное отношение  ременной передачи выбираем

 

Передаточное отношение  редуктора:

 

1.6. Определение  мощностей, вращающих моментов  и частот вращения валов

Связь между мощностями, частотами вращения и вращающими моментами предыдущего и последующего валов:

 

 

 

Тогда                         

Частота вращения на 2 валу:

 

Вращающий момент на 1 валу:

 

Вращающий момент на 2 валу:

 

Вращающий момент на 3 валу:

 

_{Составим  промежуточную таблицу  для упорядочивания данных:}

_{Таблица 1 – Силовые и  кинематические параметры  привода (промежуточные  данные).}

№ вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Вращающий момент Т, Н∙м
1	3,2	1380	22
2	3,0	543	53
3	2,4	15	1528

 

2 ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ НА ЭВМ

2.1 Подготовка исходных данных для проектного расчета.

2.2. Выбор варианта расчета редуктора

Основными критериями выбора варианта расчета являются: КПД и  масса редуктора. КПД должен быть как можно выше, масса же наоборот –  как можно меньше.

 

По данным расчета самый  высокий КПД и относительно небольшая  масса получены в первом варианте расчета.

В дальнейшем расчет редуктора  будет вестись по первому варианту.

2.3. Геометрические параметры червячной передачи

 

Рисунок 3 – Геометрические параметры червячной передачи

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 3 – Значения параметров

аw мм	da1 мм	df1 мм	df2 мм	dам2 мм	da2 мм	b1 мм	b2 мм	α град
224	110	66	334	398	378	140	80	20

 

 

а_w - межосевое расстояние;

d_a1 - диаметр вершин червяка;

df1 - диаметр впадин червяка;

df2 - диаметр впадин червячного колеса;

dам2 - наибольший диаметр червячного колеса;

d_a2 - диаметр вершин червячного колеса;

b₁ - длина нарезанной части червяка;

b2 - ширина червячного колеса;

α - угол профиля.

 

3. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ЗАКРЫТЫХ ПЕРЕДАЧ

3.1. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев

Допускаемые контактные напряжения (определяются для колеса, которое обладает меньшей контактной прочностью):

,

где – допускаемые базовые контактные напряжения ();

 – коэффициент долговечности.

;

где   – эквивалентное число циклов контактных напряжений на зубьях червячного колеса, определяемого в зависимости от режима напряжения и продолжительности работы привода.

,

где    – коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на контактную прочность ();

  – число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы.

,

где – частота вращения вала, на котором установлено червячное колесо ();

  – время работы передачи за весь срок службы привода ().

;

;

.

Уточнение коэффициента нагрузки:

,

где – коэффициент динамической нагрузки, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении; вследствие плавности работы червячной передачи динамические нагрузки в ней сравнительно невелики и можно принять = 1.

 – коэффициент концентрации нагрузки; учитывает неравномерность распределения нагрузки в зоне контакта, вызванную деформациями червяка:

,

где – коэффициент деформации червяка, определяемый в зависимости от z₁ и q ().

 – коэффициент режима – это отношение средневзвешенного момента на колесе к наибольшему длительно действующему ().

.

Действительные контактные напряжения:

;

.

3.2. Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу

Допускаемые напряжения изгиба зубьев колеса:

,

где – допускаемые базовые напряжения изгиба ();

– коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки на зубья; K_FC = 1 для нереверсивной передачи (зуб работает одной стороной);

 – коэффициент долговечности:

,

где – эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях червячного колеса, определяется в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода:

,

где – коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на выносливость зубьев по изгибу ().

;

;

Учитываем понижение сопротивления  усталости материала с ростом числа циклов нагружения и принимаем ;

.

3.3. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу

Действительные напряжения изгиба зубьев червячного колеса:

 

где – коэффициент формы зуба червячного колеса, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса и определяемый по таблице.

, тогда ;

.

3.4. Расчет червячной передачи на прочность при действии кратковременных перегрузок

3.4.1. На контактную  прочность

Расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче, даже при однократном ее действии, вычисляют по формуле:

,

где – кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе согласно ТЗ ();– рабочие контактные напряжения ().

Допускаемые предельные контактные напряжения вычисляют по формуле:

 – для оловянных  бронз;

;

.

3.4.2. На изгибную прочность

Расчетное напряжение , создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передаче, даже при однократном ее действии, вычисляют по формуле:

,

где – кратность кратковременных пиковых перегрузок в приводе согласно ТЗ (); –рабочие напряжения изгиба ().

Допускаемые предельные напряжения изгиба вычисляют по формуле:

 – для бронз;

;

.

 

4. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ

Рисунок 4 – Силы в зацеплении червяка

Окружная сила на червяке  ,равная осевой силе на червячном колесе , Н:

;           .

Окружная сила на червячном  колесе , равная осевой силе на червяке , Н:

;           .

Радиальная сила, Н:

;          .

В формулах:

Т₂, Т₃ – вращающие моменты соответственно на червяке и червячном колесе,

 – угол профиля червяка в осевом сечении; для Aрхимедова червяка ;

 – делительные диаметры червяка и червячного колеса, мм.

 

5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОТКРЫТОЙ ПЛОСКОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Параметры ременной передачи.

Исходные данные:

Мощность на ведущем шкиве, кВт…………………………..3,2

Частота вращения ведущего шкива, 1/мин………………….1380

Передаточное отношение  передачи………………………….2,54

Режим нагружения передачи……………………..…средний равновероятный

Тип передачи………………………………………………….плоскоременная

Результаты расчета:

Рисунок 5 – ременная передача

Диаметры шкивов, мм:

                  Ведущего d₁ ………………………………………….125

                  Ведомого d₂…………………………………………..315

Фактическое передаточное отношение  i……………………….2.55

Межосевое расстояние а, мм……………………………………880

Угол между ветвями  передачи γ градус………………………...12

Углы обхвата шкивов ремнем, градус:

                  Ведущего……………………..……………………….168

                  Ведомого   α₂………………………………………….192

Ремень:     Материал………………………………………хлопчатобумажный

                  Длина ремня L, мм….…………………………………2461

                  Ширина b, мм………………………………………….20

                  Толщина δ, мм…………………………………………4,50

Скорость ремня V, м/с…………………………………………….9

Сила предварительного натяжения  ремня F₀ , Н………………...250

Силы в ветвях работающей передачи, Н:

                  В ведущей ветви F₁ ……………………………………301

                  В ведомой ветви F₂ ……………………………………200

Силы действующие на валы передачи, F_b, Н……………………498

Вращающий момент на ведущем  валу, Н∙м……………………..6.3

 

Напряжения в ремне, МПа:

                  От предварительного натяжения  σ₀…………………..2.8

                  В ведущей ветви σ₁…………………………………….3.3

                  В ведомой ветви σ₂…………………………………….2.2

                  Изгиба:

                         На ведущем шкиве σ_и1…………………………….5.8

                         На ведомом шкиве σ_и2…………………………….2.3

                  От центробежных сил σ_v………………………………0.08

                  Наибольшее σ_max……………………………………….9.2

Число пробегов ремня r, с^-1……………………………………….4

Ресурс ремня Т_р, ч………………………………………………….1053

Рисунок 6 - Шкив плоскоременной передачи.

 

6. КОМПОНОВКА РЕДУКТОРА

6.1.Проектный расчет  валов

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников рассчитывается из условия прочности на кручение при заниженных допускаемых напряжениях, полученные размеры округляют до ближайших размеров из ряда внутренних диаметров подшипников:

 

где [] – допускаемые напряжения при кручении,

T – вращающий момент, Н∙м.

Для первого, быстроходного  вала:

 

 

Для второго, быстроходного вала редуктора []=5…10 (МПа); T=53(Н∙м):

 

Для третьего, тихоходного выходного вала редуктора []=15…20 (МПа); T=1528 (Н∙м):

 

 

Полученные размеры округлим до стандартных по ГОСТ 6636-69, соответственно:

 

 

 

 

Диаметр участка вала под  установку колеса выбираем по формуле:

Для первого вала установленного консольно:

,

для второго вала, установленного между опорами:

.

для третьего, тихоходного  вала, установленного между опорами:

.

 

 

Вращающиеся детали в редукторе  выполняют таким образом, чтобы  исключить их касание друг с другом и со стенками корпуса, а также получить наименьшие габариты редуктора. Поэтому при проектировании выдерживаются зазоры:

между внешними поверхностями  вращающейся детали и стенками корпуса  редуктора:                            

между внешними поверхностями  вращающейся детали и днищем редуктора:

 

где: m=10 – модуль зацепления передачи.

6.2. Подбор подшипников  качения

Подшипники – детали, поддерживающие вращающиеся валы и  оси в пространстве, обеспечивая им возможность вращения или качения, и воспринимая действующие на них нагрузки.

Ввиду значительных осевых и радиальных нагрузок были выбраны:

 роликовые конические  однорядные подшипники по ГОСТ 27365-87 средней серии: Для второго вала 7507А, cерия диаметров 3, серия ширин 0;

 

 Для третьего вала редуктора был выбран шариковый радиальный однорядный подшипник по ГОСТ 8338-75 средней серии 315. Серия диаметров 3, серия ширин 5.

 

Таблица 4 – Геометрические характерист

ики подшипников качения.

Условное обозначение	d, мм	D, мм	b, мм	С, мм	T, мм	d, мм	d, мм	Масса, кг	r1, мм	r2, мм
7507А	35	72	23	20	24.5	51	43	0.541	2.0	0.8
315	75	160	37					3.02	4.0

Рисунок 7 – Подшипник радиально-упорный, роликовый, конический, однорядный.

Рисунок 8 – Подшипник шариковый, радиальный, однорядный

6.3. Подбор шпоночных  соединений

Шпонка – деталь, устанавливаемая  в пазах двух соприкасающихся  деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей. Шпонки применяют для передачи вращающего момента от вала к ступице или  наоборот.

Таблица 5 – Размеры призматических шпонок и шпоночных пазов (ГОСТ 23360-80), мм

Диаметр вала D	Шпонка			Шпоночный паз
	b	h	c или r	Вал t1	Втулка t2	с или r
35	10	8	0,4…0,6	5.0	3.3	0,25…0,4
75	20	12	0,6…0,8	7,5	4,9	0,4…0,6

 

Длины шпонок должны выбираться из ряда: 12, 14, 16, 18, 20, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 56, 63,70,80...

Шпонка для соединения редуктора с открытой передачей на быстроходном валу:

Шпонка 10×8×32 ГОСТ 23360-80.

Шпонка для фиксации колеса на тихоходном валу:

Шпонка 20×12×56 ГОСТ 23360-80.