Расчет привода скребкового транспортера

     Харьковский государственный университет питания  и торговли

     Кафедра механики и графики

     Дисциплина: Детали машин

     Специальность: инженер-механик

     Курс  ІІІ группа М-17 Семестр VІ  

Задание

     на  курсовой проект студента

     Канунникова Александра Николаевича 

1. Тема проекта «Расчет привода скребкового транспортера»
2. Срок сдачи студентом законченного проекта
3. Исходные данные для проекта: N=15 кВт; n=100 об/мин; время службы привода составляет 25000 часов.
4. Состав расчетной графической работы : 1 Кинетический расчет двигателя, кинетический расчет привода; 2. Расчет цепной передачи с роликовой цепью; 3. Расчет цилиндрической косозубой передачи; 4. Расчет валов на контактную прочность; 5. Проверка вала на выносливость, жесткость и статическую прочность; 6. Расчет шпоночного соединения; 7. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности.
5. Перечень граничного материала (с указанием обязательных чертежей) Корпус А2, Редуктор А2; Вал А3; Зубчатое колесо А3.

6. Дата выдачи задания:

     Календарный план

Студент_________                      ________________________________________

Руководитель____                      ________________________________________

«______»____________________2010 г.

     План

     Введение

1. Кинетический расчет двигателя, кинетический расчет привода
2. Расчет цепной передачи с роликовой цепью
1. Расчет нагрузок цепной передачи
2. Геометрический расчет передачи
3. Расчет цилиндрической косозубой передачи
4. Расчет валов на контактную прочность
5. Проверка вала на выносливость, жесткость и статическую прочность
6. Расчет шпоночного соединения
7. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности

Выводы  

Список использованной литературы 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение

     Редуктором  называется механизм, выполненный в  виде отдельного агрегата, служащий для  понижения угловой скорости и  соответственно повышения крутящих моментов.

     Редуктор  – неотъемлемая составная часть  современного оборудования.

В приводах общемашиностроительного назначения, разрабатываемых при курсовом проектировании, редуктор является основным и наиболее трудоемким узлом.

     Одноступенчатый цилиндрический редуктор обычно выпускается  в интервале передаточных отношений  чисел u=2…6,3 в основном с косозубым зацеплением, при больших межосевых – с шевронными колесами. Прямозубые передачи применяются редко. Выбор схемы расположений осей валов (горизонтальной или вертикальной) определяется условиями компоновки привода.

     Размеры валов и подшипников в значительной мере определяется компоновочными размерами зубчатых и червячных передач, взаимным расположением агрегата привода, заданными габаритами привода. Поэтому после расчета передач и установления размеров их основных деталей (диаметров и ширины зубчатых колес, шкивов, звездочек, межосевым расстояний) приступают к составлению компоновочных чертежей узлов, агрегатов и всего привода.

     Компоновка  привода определяется его назначением, представляемыми к нему требованиями, зависит от компоновки отдельных агрегатов.

     На  первом прикидочном компоновочном  чертеже проверяется возможность  компоновки по заданной схеме. Если по каким-либо причинам разместить агрегаты привода невозможно, нужно изменить их параметры или расположение. При заданной схеме скребкового транспортера (аналог ЛСК-800) двигатель и скребковый транспортер, соединены через редуктор и цепную передачу.

     В приводе скребкового транспортера имеется цилиндрическая зубчатая передача. Межосевое расстояние зубчатой передачи должно обеспечивать место для размещения рядом с редуктором корпуса подшипника.

     Первый  вариант компоновки редуктора и  всего привода составляется на основании  расчета зубчатых передач. Затем по мере расчета деталей и выбора

их конструктивных форм первоначальная компоновка уточняется, что в свою очередь является основанием для уточнения расчетных схем деталей, например расположение опор валов, уточнения нагрузок и внесения поправок в ранее выполненные расчеты.

      Таким образом, расчеты деталей и уточнение  компоновочного чертежа ведутся параллельно. Расчеты должны лишь немного опережать вычерчивание. Стремление произвести максимум расчетов, а только потом приступить к уточнению компоновки неизбежно ведет к дополненным исправлениям, пересчетам и усложнению работы. Необходимо вовремя пересчитать расчеты и перенести полученные результаты на эскизный компоновочный чертеж. От качества и тщательности компоновки зависит успешный ход и результат проектирования.

      Проверка  вала на выносливость выполняется только после после предварительного оформления его чертежа. Это вызвано тем, что усталостная прочность детали определяется рядом факторов, устанавливаемых в процессе проектирования: радиусами галтелей, перепадом диаметров между соседними ступенями вала, натягом между валом и деталями и т. д.

      Проверяют наиболее опасные сечения, в которых  имеется концентрация напряжений. При  проверке определяется расчетный коэффициент  запаса по выносливости (усталостной  прочности) и сопоставляем с допускаемым. Проверочный расчет вала на выносливость является окончательным и основным. В ряде случаев, когда основные размеры вала определяются конструктивными соображениями, вначале производится констуктиное оформление вала без предварительного расчета, а затем определяется коэффициент запаса по выносливости.  

     При установке упорных подшипников  внутренние кольца установленных в  распор по прямой схеме в случае, если на валу есть упорные бурты, обычно дополнительно не крепятся. Затяжка  подшипников регулируется подбором толщины комплекта регулировочных металлических прокладок между крышками подшипников и корпусом.

     Подшипники, находящиеся в корпусе редуктора, смазываются их жидкой смазкой смазываются  обычно разбрызгиванием масла. Находящегося в корпусе редуктора.

     Долговечность подшипниковых узлов в значительной мере зависит от правильного выбора сорта и системы подачи смазки. Предварительный выбор последних ведется уже на этапе эскизного проектирования с учетом условий работы подшипникового узла. Правильно подобранная смазка уменьшает износ сепаратора и тел качения,   снижает потери на трение, а также отводит тепло, предупреждает коррозию, уменьшает шум при работе подшипника.

     При выборе смазки для подшипникового узла в первую очередь необходимо исходить из окружной скорости вращающегося кольца подшипника, а также следует температурный режим узла, состояние окружной среды (влажность, загрязненность).

      В зубчатых редукторах  в случае смазки колес окунанием окружной скорости колес V=3…16 м/с подшипники смазываются разбрызгиванием смазкой, находящейся в корпусе редуктора, которая выбрана по условиям работы зацепления. Следует иметь в виду, что избыток смазки, как и ее недостаток, одинаково вредны. Для облегчения проникновения масла в подшипник его полость обычно оставляется открытой внутрь корпуса редуктора.

      Назначение  уплотнителей – защита от проникновения в корпус грязи, влаги и прочих посторонних веществ, а также предотвращение утечки масла

      Выбор типа уплотнения определяется окружной скоростью вала; родом смазки; условиями  окружающей среды (запыленности, влажностью, температурным режимом).

      Контактные  уплотнения. наиболее распространенными  и совершенными являются манжетные  армированные контактные уплотнения из специальной синтетической маслостойкой резиной (севанита). Манжетные уплотнения обладают относительно малым коеффициэнтом трения, создают хорошую герметичность. Применяется при жидкой консистентной смазке.

      Основные  назначения муфт приводов – передача крутящего момента от одного вала на другой либо от вала на свободно сидящую на нем деталь: зубчатое колесо, шкив и т.д. Муфты приводов выполняют одновременно и ряд других функций: компенсируют в определенных пределах погрешности монтажа валов; позволяют соединять или разъединять валы, предохраняют рабочую машину от перегрузки, уменьшают толчки и вибрации в процессе работы.

      Муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75 (рис. 7.6, приложения табл. 36). Отличается простотой конструкции  и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в пределах от электродвигателя. Муфта является электроизолирующей. Упругие элементы смягчают удары и вибрации, компенсируют небольшие погрешности монтажа и деформации валов. Допускаемые радиальные и угловые смещения полумуфт приведены в приложении табл. 36.

      Материал  полумуфт – чугун СЧ20, сталь 30, сталь 35Л, материал пальцев – не ниже, чем сталь 45. Упругие элементы изготовляют из резины с σ_в≥ 8 МПа. Нагрузочная способность муфты ограничена стойкостью резиновых элементов.  
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Кинетический  расчет двигателя, кинетический расчет привода

           Расчет привода  начинают с выбора электродвигателя по потребной мощности и условиям эксплуатации, указанным в задании на проект. Выбранный двигатель проверяют на нагрев при установившемся и переходных режимах и при установившейся перегрузке.

1. По мощности на выходном валу N_В (кВт) определяем расчетную мощность электродвигателя:

     N_d=N_B/η=15/0.82=18.29 кВт

     Где η-КПД привода равный произведению частных КПД:

     η= η_М*η_Рп*η_Зп*η_Пп*η_Уп*η_Пп* η =0.99*0.99*0.93*0.99*0.92*0.99=0.82

     С учетом расчетной мощности N_d (кВт) по каталогу выбираем двигатель, номинальная мощность которого N≥ N_d. Приложение таб.2

     Мощность  N_дв=18,5 кВт  

     n¹_дв=2940 1/мин; n²_дв=1465 1/мин; n³_дв=975 1/мин; n⁴_дв=725 1/мин.

     Частота выхода n_вых=100 1/мин

     n¹_пр=2940/100=29,1; n²_пр=1465/100=14,65;

     n³_пр=975/100=9,75; n⁴_пр=725/100=7.25

     Для приводов общемашиностроительного назначения принимают двигатели с частотой вращения n_д=1000…1500 мин.

     Предварительная разбивка общего передаточного числа  по ступеням привода выполняется  по условию:

     u= u₁ u₂… u_п

     u_пр= u_зп* u_уп=(3…6)(2…6)=6…36

     При N_дв=18,5 кВт; n_дв=975 1/мин.

     u_зп=4; u_цеп=2,5;

     u_пр=4*2,5=10

     Погрешность расчета выбора передаточного отношения:

     ∆=10-9,75/9,75=0,076=7,6%

     Потери  мощности на выходе из привода:

     N_дв=18,5 кВт.

     Потери  на первом участке:

     N₁= N_дв* η_М=18,5*0,99=18,3 (кВт)

     Потери  на втором участке:

     N₂= N₁* η_пп* η_зп* η_пп=18,3*0,99*0,93*0,99=16,7 (кВт)

     Потери  на третьем участке:

     N₃= N₂* η_цп* η_пп=16,7*0,92*0,99=15,2 (кВт)

     Потери  частоты вращения на выходе из привода:

     n_дв=975 1/мин.

     Потери  на первом участке:

     n₁= n_дв=975 1/мин.

     Потери  на втором участке:

     n₂= n₁/ u_зп=975/4=243,75 1/мин.

     Потери  на третьем участке:

     n₃= n₂/ u_цп=243,75/2,5=97,5 1/мин.

     Угловая скорость звеньев:

     ω=π* n_i/30= n_i/9,75

     ω_дв= n_дв/9,75=975/9,75=100 (1/с)

     ω₁= n₁/9,75=975/9,75=100 (1/с)

     ω₂= n₂/9,75=243,75/9,75=25 (1/с)

     ω₃= n₃/9,75=97,5/9,75=10 (1/с)

     Моменты звеньев:

     Т_дв= N_дв/ ω_дв=18,5*10³/100=185 (Н*м)

     Т₁=N₁/ ω₁=18,3*10³/100=183 (Н*м)

     Т₂= N₂/ ω₂=16,7*10³/100=668 (Н*м)

     Т₃= N₃/ ω₃=15,2*10³/100=1520 (Н*м) 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет цепной передачи с роликовой цепью:

1. При n₂=243,75 1/мин выбираем шаг цепи t=50,70 мм
2. По табл. 2,25 при u_цеп=2,5 рекомендуемое число зубьев z₁=26
3. Окружная скорость цепи: z₁*n₁*t/60*1000=26*243,75*50,70/60*1000=5,36 м/с
4. Окружное усилие передаваемое цепью:

     F_t=1000N/v=1000*16,7/5,36=3116 H

     5.Согласно  условий эксплуатации принимаем К₁=1 (нагрузка спокойная); К₂=1 (передвигающиеся опры);К₃=1 (с учетом зависимости принимаем а=50t); К₄- ( наклона нет передача расположена под <0^º); К₅=1,5

     (периодическая  (нерегулярная)); К₆=1,5 (непрерывная работа). При этом коэффициент эксплуатации:

         К_э=К₁* К₂* К₃* К₅* К₆=1*1*1*1,5*1,5*1,5=3,38

5. Расчетная ширина цепи:

     В=

     По  стандарту выбираем цепь 3-25-18,9 у  которой В=93 мм; Q_разр=189000 Н; q=10,6 кг

     2.1 Расчет нагрузок цепной передачи:

1. Натяжение от провисания ведомой ветки от собственной массы

     Ft=K_f*b*q*a=6*10,6*9,81*2535=1582 Н

     Где К_f=6-коэффициент провисания

     а=50t=50*50,70=2535 мм

2. Натяжение от центробежных сил:

     F_y=q*v²=10,6*5,36²=295 H

3. Окружное усилие F_t=3116 Н
4. Суммарное натяжение ведущей ветви

     F_∑вщ=F_f + F_y+ Ft*R=1582+305+3116*1=5003 H

5. Нагрузка действующая на валы

     R=(1,15…2)Ft=1,2*3116=3739 Н

6. Проверяем цепь по запасу прочности

     n=Q_разр/ F_∑вщ=189000/5003=37,7

     что значительно больше допускаемого =20…25 

     2.2 Геометрический расчет передачи

1. Межосевое расстояние а=2535
2. Число зубьев ведомой звездочки z₂= z₁*u=26*2,5=65
3. Длина цепи выраженная в шагах

     L_t= )^{2 2}

     Количество  звеньев цепи округляем до четного числа  L_t=146, чтобы избежать применения переходного соединения звена.

     4.Действительное межосевое расстояния, соответствующее округленной длине L_t, не вычисляем, так как электродвигатель установлен на салазках

     5. Делительные окружности звездочек определяем:

     ведущей      d_d1=t/sin(180/z₁)=50,70/(180/26)=420 мм

     ведомой     d_d1=t/sin(180/z₂)=50,70/(180/65)=1049 мм 
 
 
 
 
 
 
 

3. Расчет цилиндрической косозубой передачи

     Номинальная мощность, передаваемая шестерней N₁=18,3 кВт,

     Частота вращения шестерни n₁=975 1/мин; передаточное число редуктора u=4; срок службы передачи t=25000ч; нагрузка спокойная; нагрузка в две смены; передача не реверсивная; шероховатость поверхности зубьев по 6-му классу (ГОСТ2789-73); габариты редуктора ограничены.

     Выбор материала и допускаемых напряжений для шестерни и колеса.

По табл. 3,12 назначаем материал для шестерни и колеса – сталь 40 ХН (поковка); термообработка-улучшение. Для шестерни при радиусе заготовки до 100 мм.

     σ_в=850 МПа; σ_т=600 МПа; 230…300НВ₁;

     2. Определяем допускаемое напряжение изгиба для шестерни

      [σ_F]= σ_Flim1*Y_S*Y_R/ S_F

     Предварительно  находим прел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу перемены напряжений

     σ_Flim1= σ⁰_limb1*K_FC*K_FL

     где предел выносливости при изгибе, соответствующий  базовому числу циклов перемены напряжений.

     σ⁰_limb1=1,8НВ₁ =1,8*265=477 МПа

     Коэффициент учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки K_FC=1,0 коэфициент долговечности

     K_FL1=

     При НВ<350 m_F=6, базовое число циклов перемены напряжений

     N_FO=4*10⁶;

     Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

     N_FE1=N_∑1=60* n₁t_ч=60*975*25000=1,4625*10⁸

     Соответственно

     K_FL1=

     но  так как N_FE1=1,4625*10⁸> N_FO=4*10⁶, принимаем K_FL1=1,0. Соответственно σ_Flim1=477*1,0*1,0=477 МПа. Коэффициент безопасности

     S_F=S¹_F* S¹¹_F=1,75*1,0=1,75 (табл. 3,19). S¹_F=1,0(табл. 3,21).

     Коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации  напряжений Y_S=1. Коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y=1,0

     Допускаемое напряжение изгиба для зубьев шестерни

     [σ_F1]=(477/1,75)*1,0*1,0=272 МПа

     3. Допускаемое напряжение изгиба для зубьев колеса

     [σ_F2]= (σ_Flim2/S_F)* Y_S*Y_R

       Предварительно находим предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений

     σ_limb2= σ⁰_limb2*K_FC*K_FL2

     где предел выносливости при изгибе, соответствующий  базовому числу циклов перемены напряжений (табл. 3,19)

     σ⁰_limb2=1,8НВ₂ =1,8*241=424 МПа

     Коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (табл. 3,20) K_FC=1,0; коэффициент долговечности

     K_FL2=

     При НВ<350 m_F=6, базовое число циклов перемены напряжений

     N_FO=4*10⁶; Эквивалентное (суммарное) число циклов перемены напряжений

     N_FE2=N_∑2=60* n₂t_ч=60*243,75*25000=3,65625*10⁹

     Соответственно 

     K_FL2=

     Но  так как N_FE2=3,65625*10⁹> N_FO=4*10⁶ принимаем K_FL2=1,0

     Предел  выносливости

     σ_Flim2=434*1,0*1,0=434 МПа

     Коэффициент безопасности S_F=1,75

     Коэффициент учитывающий чувствительность напряжений Y_S=1,0

     Коэффициент учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба Y_R=1,0.

     Допускаемой напряжение изгиба для колеса [σ_F]=434/1,75=248 МПа

4. Допускаемое напряжение изгиба при расчете на действие максимальной нагрузки для шестерни

     [σ_FМ1]= σ_FlimM1*Y_S/S_fM1

     Предварительно  находим предельное напряжение, не вызывающие остаточных деформаций или  хрупкого изгиба зуба (табл. 3.19).

     σ_FlimM1=4,8*HB1=4,8*265=1272 MПа

     Коеффициэнт безопасности S_FM1= S¹_FM1*S¹¹_FM1=1,75*1,0=1,75

     Здесь  S¹_FM1=1,75; S¹¹_FM1=S¹¹_F=1 (табл. 3,21).

     Коеффициэнт учитывающий чувствительность материала  к концентрации напряжений Y_S=1,0 следовательно,

     [σ_FМ1]=12,72/1,75=727 МПа

5. Допускаемое напряжение изгиба при действии максимальной нагрузки для колеса

       [σ_FМ1]= σ_FlimM2/S_FM2

     Где предельное напряжение не вызывающие остаточных деформаций или хрупкого изгиба зуба (табл. 3,19).

       σ_FlimM2=4,8HB₂=4,8*241=1157 МПа

     коеффициэнт безопасности

     S_FM2=S¹_FM2*S¹¹_FM2=1,75*1,0=1,75

     здесь S¹_FM2=1,75; S¹¹_FM2= S¹¹_F2=1,0. Коэффициент учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений, Y_S=1,0.

     Следовательно:

     [σ_FМ2]=(1157/1,75)*1,0=661 МПа

6. Допускаемое контактное напряжение для шестерни

     [σ_Н1]= (σ_Н1lim1/S_H1)*z_R* z_V

     Предварительно  находим предел контактной выносливости поверхностей зубьев, соответствующий  эквивалентному числу циклов перемены напряжений