Проектування привідного пристрою. 2

Міністерство освіти і  науки,молоді та спорту України

Національний університет  «Львівська політехніка»

Кафедра деталі машин

Пояснювальна записка

До курсової роботи

На тему: «Проектування  привідного пристрою»

З дисципліни: «Основи  конструювання та проектування»

Виконав:

Студент групи ТЕ-21

Колодійчук А.І.

Керівник:

Павлище В.Т.

Львів-2011

ЗАВДАННЯ

для виконання курсової роботи

Розрахувати і спроектувати привідний  пристрій для стрічкового конвеєра за наведеними вихідними даними:

1. Схема привідного пристрою:

1 — електродвигун; 2—редуктор; 3 — клинопасова передача; 4— рама; 5—конвеєр

2.Вихідні дані для проектування:

Обертовий момент на тихохідному валу редуктора Т=900, Н∙м.

Частота обертання тихохідного  вала n =40 об/хв.

Тип редуктора: Ц2С.

Режим роботи пристрою — неперервний  протягом 8 год на добу з короткочасними перевантаженнями до 150 %.

3.Обсяг роботи

Пояснювальне записка (15) с.

Креслення загального вигляду привідного пристрою (ф. А1). Креслення рами і  шківів. Специфікації до складальних  креслень

Керівник проекту: Павлище В.Т.

1. Призначення приводу і його  характеристика

Будь-яка сучасна машина має  робочі органи і привід. Конструкція  і вигляд робочих органів визначаються цільовим призначенням машини. Структурна схема приводу машини включає  двигун того чи іншого типу і механічну  передачу. Остання використовується для передавання енергії від  двигуна до робочого органа.

У технічному завданні на проектування задається привід до стрічкового  конвеєра, який включає електродвигун, пасову передачу і стандартний редуктор. Усі окремі елементи приводу встановлюються на відповідній рамі. Механічна енергія  від електродвигуна через клинопасову  передачу передається до редуктора, тихохідний вал якого з'єднується  за допомогою муфти з валом  барабана стрічкового транспортера.

Вихідними даними для розрахунків  є необхідний обертовий момент на тихохідному валу редуктора (який дорівнює моменту сил опору на валу барабана конвеєра) і частота його обертання (залежить від швидкості стрічки  транспортера, тобто його продуктивності і діаметра барабана). Забезпечення заданої частоти обертання здійснюється за допомогою механічних передач  — клинопасової передачі і стандартного редуктора, оскільки частота обертання вала електродвигуна значно вища від необхідної частоти обертання барабана конвеєра. Наявність пасової передачі в структурі привідного пристрою полегшує пуск у дію транспортера, а також запобігає руйнуванню елементів приводу за короткочасних пікових перевантажень.

2. Кінематичний розрахунок і  вибір основних елементів привода

Для вибору основних елементів привідного пристрою необхідно встановити кінематичні параметри і параметри навантаження цих елементів.

2.1. Вибір електродвигуна для приводу

Найбільше в приводах машин застосовують асинхронні двигуни трифазного струму єдиної серії 4А. Ці електродвигуни задовільно працюють при тривалому режимі роботи, економічні й можуть використовуватись  у різних кліматичних умовах. Асинхронні електродвигуни мають фіксовані  частоти обертання валів залежно  від кількості полюсів. Синхронні  частоти обертання стандартних  асинхронних електродвигунів, які  працюють від електромережі частотою 50 Гц, бувають: 3000, 1500, 1000 й 750 об/хв. За тієї самої потужності із зменшенням частоти обертання вала електродвигуна зростають його габаритні розміри і маса, значно збільшується вартість. Тому доцільно використовувати двигуни з високою частотою обертання вала. Фактична частота обертання вала за номінального навантаження двигуна дещо менша і наводиться в довідниках.

Враховуючи те, що в заданому приводі  використовується стандартний редуктор, для якого рекомендують електродвигуни з частотою обертання, не більшою  за 1500 об/хв, а також необхідність достатньої довговічності привідного паса в клинопасовій передачі, орієнтуватимемось  на вибір асинхронного електродвигуна, який має синхронну частоту обертання  вала 1500 об/хв. Такі двигуни мають  відносно малі вартість і масу, коефіцієнт корисної дії достатньо високий.

Необхідні параметри для вибору електродвигуна визначаються за наведеними нижче залежностями.

Потужність на тихохідному валу редуктора заданого привідного пристрою

Р_т=Т ω_т = Тπn/30=900*3.14*40/30=3800 Вт=3.8кВт

Необхідна потужність електродвигуна

Р₁=Р_т/η=3,8/0,92=4,09 кВт

де η=η_р∙η_п=0,92  коефіцієнт корисної дії (ККД) приводу;

η_р ~ 0,97 % — орієнтовне значення ККД стандартного редуктора;

η_п ~0,95% — орієнтовне значення ККД клинопасової передачі.

Фактична потужність електродвигуна повинна бути більшою або дорівнювати необхідній, тобто Р_в>Р₁

          З довідника вибираємо стандартний електродвигун з параметрами:

тип електродвигуна                     4А100L4УЗ

номінальна потужність   Р_Д =4,0 кВт;

частота обертання вала   n_д =1430 об/хв;

коефіцієнт корисної дії  η_д=0,84 

маса                                                  m =42 кг.

3,2.2. Вибір стандартного редуктора

Відповідно до завдання для привідного пристрою конвеєра використовується стандартний  двоступінчастий редуктор Ц2С

Вибір редуктора ведеться за максимальним обертовим моментом на тихохідному  вату Т. Крім того, також необхідно  враховувати орієнтовне значення передавального числа редуктора, яке становитиме

U`<sub>Р</sub>=U<sub>заг</sub>/U`_п=35,75/2=17,9

де загальне передавальне число  приводу визначається за частотами  обертання вала двигуна n_Д і вала редуктора n

U_заг=n_д/n=1430/40=35.75

Орієнтовне значення передаточного  числа пасової передачі початково  приймемо U`_п=2

   Маючи обертовий момент Т на тихохідному валу редуктора і наближене значення його передавального числа U`_Р із довідника вибираємо редуктор Ц2С з такими параметрами :

типорозмір редуктора                                                                 Ц2С-125

передавальне число                                                                     u_р=20 об/хв

обертовий момент на тихохідному валу                                 T_p=1000 Н∙м

допустиме радіальне навантаження швидкохідного валу      F_T=1000 Н

коефіцієнт корисної дії редуктора                                           η_р =0,98

маса редуктора                                                                            m_Р =78 кг

3.2.3. Кінематичні параметри і  параметри навантаження клинопасової  передачі

Виходячи із значення передавального числа U_р вибраного редуктора, необхідне передаватьне число клинопасової передачі дорівнюватиме

U_п=U_заг/U_p=35,75/20=1,79

Передавані потужності, частоти  обертання і кутові швидкості  шківів клинопасової передачі:

а)ведучий шків: Р₁=4.09 кВт — потужність на ведучому шківі дорівнює необхідній потужності електродвигуна;

n₁=n_д=1430 об/хв — частота обертання ведучого шківа дорівнює частоті обертання вала електродвигуна;

ω₁=πn/30=150 рад/с — кутова швидкість ведучого шківа;

      б)ведений шків: P₂=P1∙η_п=4,1*0,95=3,9кВт — потужність на веденому шківі ;

n₂=n₁/u_п =1430/1,79=799об/хв. — частота обертання веденого шківа;

ω₂ =πn₂/30=π*799/30=83,62рад/с— кутова швидкість веденого шківа.

3.3. Розрахунок клинопасової передачі

3.3.1. Вибір типу паса і геометричних параметрів пасової передачі

Клинові паси бувають семи стандартних  перерізів: 0; А; Б; В: Г; Д; Е. Необхідний розмір перерізу клинового паса вибирають залежно від потужності Р₁ ,яку передає передача, і кутової швидкості ω₁ меншого шківа . За кутової швидкості ω₁=150 рад/с рекомендовані перерізи клинового паса залежно від потужності Р₁ наведені в таблиці нижче.                                                                               

Таблиця 1

Розрахований діаметр меншого  шківа d₁ клинопасової передачі вибирають залежно від прийнятого перерізу паса (табл. 1), причому приймають менший діаметр d₁ для менших значень діапазону наведених величин потужності Р₁, і навпаки. Необхідний розрахунковий діаметр більшого шківа визначають за формулою

=U_п∙d₁=1.79*140=250.56 мм

Одержане значення заокруглюється до найближчого стандартного діаметра d₂ =250мм

                       Рис. 1

Фактичне передавальне число пасової  передачі

U_пф=d₂/d₁=250/140=1.79

Похибка у передавальному числі  передачі не повинна перевищувати 5 %

∆U=(U_пф-U_п)/U_п ∙100%=((1,79-1,79)/1,79)*100%=0%

Орієнтовне значення міжосьової віддалі клинопасової передачі а’=400мм

Розрахункова довжина клинового  паса визначається за формулою

l’=2a’+π(d₂+d₁)/2+(d₂-d₁)²/4a’

l’=2*400+ π(250+140)/2+(250-140)²/4*400=1420мм

Одержане значення розрахункової  довжини l’ паса заокруглюється до стандартної довжини l=1400

Фактична міжосьова віддаль  пасової передачі визначається залежно  від стандартних d₁, d₂ і l за формулою

     389.82мм

Кут охоплення пасом меншого  шківа визначається за співвідношенням 

                       α₁=180°-57°∙=163.92°

Кут  може бути меншим, ніж 120°. Якщо α₁< 120°, то необхідно збільшити міжосьову віддаль пасової передачі.

Лінійна швидкість паса

V=0.5∙ω₁∙d₁=0.5∙150∙140=10.5м/с

3.2. Визначення необхідної кількості пасів у клинопасовій передачі

Необхідна кількість пасів визначається за допустимою зведеною потужністю P₀, яку може передавати один пас у типовій передачі з параметрами: U_п=1; α=180^°; базова довжина паса l₀ і спокійне навантаження. В даному випадку для паса з перерізом Б маємо l₀=2240мм.Для діаметра меншого шківа d₁ при швидкості паса V=10.5м/с маємо P₀=2,8кВт

Допустима потужність для одного клинового  паса для заданих умов роботи передачі     [P₀]=P₀∙ C_α ∙C_l ∙C_p ∙C_z=2,07кВт

Тут коефіцієнти, які враховують конкретні  умови експлуатації пасової передачі, визначаються за відповідними рекомендаціями.

Коефіцієнт С_α=0.96 який враховує кут охоплення меншого шківа,

Коефіцієнт С_l=0.9 який враховує фактичну довжину паса для відношення l/l₀=0.625

Коефіцієнт С_р=0,9 для спокійного навантаження передачі при перевантаженні до 150%.

Коефіцієнт С_z,=0.95 для орієнтовного значення к-сті пасів z=2 або 3

Кількість клинових пасів в комплекті  передачі визначають за формулою

z’=P₁/[P_o]=4.1/2.07=1.98

Отримане значення z’ округляємо до цілого числа і приймаємо z=2

3.3. Розрахунок навантажень елементів  пасової передачі

Сила попереднього натягу віток  комплекту клинових пасів визначається за співвідношенням

F₀=0,85∙Р ₁∙ С₁/(V∙ С_α ∙С_p)==346 H

Сила попереднього натягу віток  одного клинового паса

F₀₁=F₀/z=173H

Сила, що діє на вали шківів клинопасової передачі,

F=2∙F₀∙sin(α₁/2)=2∙346∙sin(163.9°/2)=685.2H

З.4 Оцінка довговічності пасів

Відсутність достатніх експериментальних  даних поки що не дає можливості розраховувати паси на довговічність з достатньою точністю. Тому обмежуються перевіркою частоти циклів деформації паса, яка оцінюється частотою його пробігів, за_;умовою

і=V/l ≤[і]=10500/1400=7.5 c^-1

Для клинових пасів [i] = 10 1/с. Отже довговічність пасів буде задовільною.

3.5. Визначення основних розмірів і конструювання шківів

Рис.2

Для виготовлення шківів клинопасових передач рекомендуються сталі 30,35, 40. чавун СЧ15 або алюмінієві сплави з σ_в≥160 МПа. Застосовуються сталеві шківи, які виготовляються обточуванням круглого прокату (якщо діаметр D шківа не перевищує 300 мм). Типові конструкції шківів клинопасових передач зображені на рис. 2.

       Якщо відношення D/d₀=3..5, то використовують конструкції шківів відповідно до рис. 2. а для даного випадку В=34 мм, D=140мм, d₀=28мм. У випадку D/d₀ > 8 можна використати форму шківа за рис. 2, б. для даного випадку В=34мм,С=14мм,D=250 мм, d₀=28 мм, d_м=34 мм. Довжина маточини шківа l_м може дорівнювати його ширині B або бути більшою чи меншою від ширини. Під час встановлення шківа на конусні вали довжина маточини d_M повинна наближено дорівнювати довжині конусної частини вала. Діаметр маточини рекомендується приймати d_M =1,8 d₀. Товщина диска шківа може бути прийнята С = (0,2...0,3) l_м.

Розміри профілів канавок на шківі  і його периферійної частини наведені в табл. 2 і показані на рис. З, Кут профілю клинової канавки приймають:

α=34°—для перерізу Б при d = 125...160 мм;  α=38° для пасів перерізу Б при d =250.. .500 мм.

Граничне відхилення кута α для механічно обробле них шківів не повинно бути більшим, ніж ±1°. Биття робочої поверхні канавки шківа, виміряне перпендикулярно до твірної конуса, не повинно перевищувати:

0,2 мм — за частоти обертання  шківа до 450 об/хв;

0,15 мм — за частоти обертання до 1000 об/хв

0,10 мм — за частоти обертання,  більшої, ніж 1000 об/хв.

Рис. 3

Основні розміри  шківів

Таблиця 2

Радіальне і торцеве биття шківа  не повинно перевищувати: 0,1мм при d ≤ 120 мм; 0,12 мм при 120 < d≤ 300 мм; 0,15 мм при 300 < d<400 мм.

Внутрішній отвір маточини шківа  для посадки на вал, а також  конусні поверхні канавок виконують  з шорсткістю, не більшою за R_а = 2,5 мкм, усі інші механічно оброблені поверхні шківа — R_z = 40 мкм.

3.6. Конструювання рами привідного пристрою

Конструювання рами приводу з редуктором типу Ц2С

Рис.4

Рами виготовляються зварюванням  окремих деталей, вирізаних із стандартного прокату: швелерів, кутників, листів. У  зв'язку з тим, що поверхня профілів прокату досить рівна і чиста, елементи приводу (двигуни, редуктор) можна  встановлювати безпосередньо на ці поверхні.

Рис. 4

У цьому разі для виготовлення рами також рекомендується сталевий прокат у вигляді швелера (рис. 4). На початку помічають координати А_р=160мм і В_р=210мм отворів для закріплення редуктора і координати А_д=140мм і В_д=160мм отворів для електродвигуна. Тут також взаємне розміщення редуктора і двигуна визначається міжосьовою відстанню пасової передачі і лінією положення вихідних кінців валів редуктора і двигуна. Оскільки отвори двигуна значно зміщені в напрямку осей валів по відношенню до отворів кріплення редуктора і враховуючи те, що віддаль А_р=160мм невелика, не потрібно встановлювати редуктор на швелерах 1 і 2. Тому редуктор закріпляють на швелері 1 і на поперечинах 3 і 4, які з'єднують поздовжні швелери 1 і 2. При цьому,  визначають відстань X=30мм і відповідно необхідну ширину b=52мм полички і висоту h=120мм швелерів 1 і 2, а також поперечин 3, 4 і 5, Віддаль f=190мм між поперечинами 3 і 4 при цьому буде встановлена. Віддаль між швелерами 1 і 2 С=230мм можна визначити, якщо швелер 2 розмістити так, щоб його зовнішній край збігся з переднім краєм лапок кріплення електродвигуна.

Окремі частини рами з'єднуються  між собою за допомогою зварювання. Для забезпечення можливості з'єднання  редуктора з поличками швелерів на останніх приварюють косі шайби 6,

3.6. Конструювання натяжного пристрою  для пасової передачі

        Для забезпечення можливості встановлення і знімання пасів, а також для створення попереднього натягу і підтягування при залишковій витяжні пасів необхідно передбачити натяжний пристрій. Найчастіше натягування пасів здійснюється за допомогою зміщення електродвигуна. При цьому повинна забезпечуватись зміна міжосьової відстані клинопасової передачі на ±4 % від розрахункового значення. 

На практиці застосовують різні  конструкції натяжних пристроїв  для пасових передач. У нашому випадку можна використати конструкцію, показану на кресленнях привідних пристроїв, наведених у додатках 6 і 7. У цій конструкції електродвигун закріплений на спеціальній каретці, яку можна переміщати на рамі за допомогою гвинта і закріплювати в необхідному положенні болтами.

Будова каретки показана на рис. 5. Каретка виготовляється з швелера 1, який має вирізи на поличках. У них вирізах розташовані дві прямокутної форми пластини 2 і 3, якими каретка опирається на полички двох поздовжніх швелерів 4 і 5 рами. Пластини приварюються до швелера 1. Між поличками швелера приварюють гайку 6, в яку вкручено натяжний гвинт 7. Для обмеження осьового переміщення натяжного гвинта використовується кронштейн 8, приварений до рами. Виступаюча частина двох поличок швелера 1 знаходиться між поздовжніми швелерами 4 і 5 рами, що виключає перекошування каретки під час її переміщення на рамі.

Фіксація каретки на рамі в певному  положенні виконується за допомогою  болтів, розміщених в отворах 9 пластин 2 і 3. При цьому у швелерах 4 і 5 рами необхідно передбачити овальні отвори, довжину яких узгоджують з необхідним діапазоном регулювання міжосьової відстані пасової передачі. Отвори 10 у швелері використовуються для закріплення електродвигуна на каретці.

Вибір основних розмірів каретки (рис.5) здійснюється за такими рекомендаціями: висоту швелера приймають h=B_д+6d₀=210мм, де d₀ — діаметр отворів у двигуні, висота швелера узгоджується зі стандартною висотою,В_д=160мм. За значенням висоти h=210мм швелера вибирається ширина поличок b=85мм. Розмір m=50мм повинен бути не меншим від довжини болтів для закріплення електродвигуна на каретці. Товщина пластин 2 і 3 приймається δ=8—10 мм. Діаметр натяжного гвинта d_г = 15 мм (для більших двигунів також більший). Довжина гайки l_г=45мм Довжина швелера l_к=280мм, С=170мм, каретки приймається такою, що дорівнює ширині рами.

Список літератури

1. Анурьев В. И, Справочник конструктора машиностроителя: В 3-х т. 5-е изд. перераб. и доп. — M.: Машиностроение. — T. 1. — 1979. — 728 е.; T. 2. — 1979. — 559 е.; T. З — 1979. — 557 с.

2.Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин. —М.: Высш. шк., 1985. — 360 с.

3.Малащенко В.О., Янків В.В. Деталі машин. Курсове проектування: Навч. посібник. — Львів: "Новий світ — 2000", 2004. — 323 с.

4.Павлище В.T. Основи конструювання та розрахунок деталей машин: Підручник. 2-е вид. — Льрів: Афіша, 2003. — 560 с.

5.Павлище В.Т., Харченко Є.В., Барвінський А.Ф., Гаршнєв Ю.Г. Прикладна механіка: Навч. посібник / За ред. В.Т. Павлище. — Львів: "Інтелект-Захід", 2004. — 368 с.

6.Павлище В.T., Данило Я.Я. Різьби, різьбові з'єднання та кріпильні деталі: Довідник. — Львів: Інтелект-Захід, 2001. — 239 с.

7.Приводы машин: Справочник / В,В. Длоугий, Т.И. Муха, АЛЛ. Цупиков и др. — Л.: Машиностроение, 1982. — 383 с.