МИНИСТЕРСТВО СЕЛЬСКОГО ХОЗЯЙСТВА
РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ФГОУ ВПО
ЧЕЛЯБИНСКАЯ ГОСУДАРСТВЕННАЯАГРОИНЖЕНЕРНАЯ АКАДЕМИЯ
Факультет Электрификации и автоматизациисельскохозяйственного производства
Кафедра Детали машин
КУРСОВАЯ РАБОТА
Привод к скребковому транспортеру
Студент М.С. Вайсенбург
Группа 301
Челябинск 2009
Исходные данные.
Тяговая сила F, 3,2кН
Скорость тяговой цепи v,0,5 м/с
Шаг тяговой цепи р,80 мм
Число зубьев звездочки z7
Допустимое отклонение скорости цепи δ,4 %
Срок службы привода Lr,5 лет
/>
Схема 3 Привод к скребковому транспортеру исполнение 2: 1-двигатель;2 – клиноременная передача; 3 – редуктор; 4 – упругая муфта с торообразнойоболочкой; 5 – ведущая звездочка конвейера; 6 – тяговая цепь.
Введение
В машиностроении находят широкое применение редукторы,механизмы, состоящие из зубчатых или червячных передач, выполненных в видеотдельного агрегата и служащих для передачи мощности от двигателя к рабочеймашине. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытыезубчатые передачи, цепную или ременную передачу.
Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышениевращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Механизмы,служащие для повышения угловой скорости, выполнены в виде отдельных агрегатов,называют мультипликаторы.
Конструктивно редуктор состоит из корпуса (литого, чугунногоили сварного стального), в котором помещаются элементы передачи — зубчатыеколеса, валы, подшипники и т.д.
Редуктор проектируют либо для привода определенной машины,либо по заданной нагрузке (моменту на выходном валу) и передаточному числу безуказания конкретного назначения.
Привод предполагается размещать в закрытом, отапливаемом,вентилируемом помещении, снабженным подводом трехфазного переменного тока.
Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрическогоредуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей,а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.
1. Рассчитаем срок службы приводного устройства
Срок службы (ресурс) Lh, ч, определяем по формуле
/>
где Lr — срок службы привода, лет; tc — продолжительность смены, ч; Lc — число смен; Кс — коэффициентсменного использования,
/>
Определяем ресурс привода при двухсменной работе спродолжительностью смены 8 часов.
/>ч
Принимаем время простоя машинного агрегата 20% ресурса.
/> ч.
Рабочий ресурс привода принимаем 23*103 ч.
2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода
2.1 Определяем мощность и частоту вращения двигателя
Мощность двигателя зависит от требуемой мощности рабочеймашины, а его частота вращения — от частоты вращения приводного вала рабочеймашины.
Определяем требуемую мощность рабочей машины
/>кВт
где F — тяговая сила цепи, кН, v – скорость тяговой цепи м/с.
Определяем общий коэффициент полезного действия (КПД)привода:
/>
где ηрп – КПД ременной передачи; ηзп — КПД зубчатой передачи; ηм – КПД муфты; ηп –КПД опор приводного вала;
Из таблицы берем: ηрп – 0,96; ηзп– 0,97; ηм – 0,98; ηп – 0,99;
/>
Находим требуемую мощность электродвигателя.
/>кВт
Выберем двигатель серии 4А с номинальной мощностью Рном= 2,2 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя:
Вариант Тип двигателя
Номинальная мощность
Pном, кВт Частота вращения, об/мин синхронная
При нормальном режиме nном 1 4АВ80В2У3 2,2 3000 2850 2 4АМ90L4У3 2,2 1500 1425 3 4АМ100L6У3 2,2 1000 950 4 4АМ112МА8У3 2,2 750 700
2.2 Определяем передаточное число привода и его ступеней
Находим частоту вращения приводного вала
/>м/с
где: v — скоростьтяговой цепи м/с; z – число зубьев ведущей звездочки; р — шаг тяговой цепи, мм.
Находим общее передаточное число для каждого варианта:
/>
Производим разбивку общего передаточного числа, принимая длявсех вариантов передаточное число редуктора постоянным uзп=4
/>Передаточное число Варианты 1 2 3 4 Общее для привода u м/с 53,17 26,59 17,72 13,06 Цепной передачи 13,29 6,65 4,43 3,23 Конического редуктора 4 4 4 4
Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим квыводу:
а) первый вариант затрудняет реализацию принятой схемы из-забольшого передаточного числа всего, привода;
б) четвертый вариант не рекомендуется для приводов общегоназначения из за большой металлоемкости;
в) во втором варианте получилось большое значениепередаточного числа;
г) из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнеетретий: Здесь передаточное число цепной передачи можно изменить за счетдопускаемого отклонения скорости и таким образом получить среднее приемлемоезначение.
Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения.
/>об/мин
Определяем допускаемую частоту вращения приводного вала приняв/>
/>об/мин
отсюда фактическое передаточное число привода
/>
передаточное число цепной передачи
/>
Таким образом, выбираем двигатель 4АМ100L6УЗ (Рном = 2,2 кВт, nном = 950 об/мин); передаточные числа:привода u = 18, редуктора uзп = 4, цепной передачи uоп = 4,5
2.3 Определим силовые кинематические параметры (двигателя),привода
Рассчитаем мощность при Рдв = 1,81 кВт
Быстроходный вал редуктора.
/>кВт
Тихоходный вал редуктора.
/>кВт
Вал рабочей машины.
/>кВт
где Ррм – мощность рабочей машины
Рассчитаем частоту вращения при nном = 950 об/мин
Быстроходный вал редуктора.
/>об/мин
Тихоходный вал редуктора.
/>об/мин
Вал рабочей машины.
/>об/мин
Рассчитаем угловую скорость
Вал двигателя
/> 1/с
Быстроходный вал редуктора.
/> 1/с
Тихоходный вал редуктора.
/> 1/с
Вал рабочей машины.
/> 1/с
Рассчитаем вращающий момент
Вал двигателя
/>Н*м
Быстроходный вал редуктора.
/>Н*м
Тихоходный вал редуктора.
/>Н*м
Вал рабочей машины.
/>Н*м
Таблица. Силовые и кинематические параметры приводаПараметр Вал двигателя Вал редуктора Вал рабочей машины Быстоходн. Тихоход.
Мощность
Рн, кВт
PДВ= 1,81
P1=1,738
P2=1,669
Pрм=1,619
Частота вращения
n, об/мин
nном=950
n1=214,4
n2=60,28
nрм=60,28
Угл. скорость
ω, 1/с
ωном=99,43
ω1=22,44
ω2=5,61
ωрм=5,61 Момент T, Н*м
ТДВ=18,20
Т1=76,63
Т2=294,35
Трм=285,58
3. Выбор материалов зубчатых передач. Определение допустимыхнапряжений
3.1 Выбираем материал зубчатой передачи
а) Выбираем марку стали, твердость и термообработку
-для шестерни берем сталь 40ХН, термообработка — улучшение изакалка ТВЧ, Dпред = 200 мм Sпред = 125мм; твердостью 48...53HRCЭl,(460…515 НВ2)
-для колеса берем сталь 40ХН, термообработка – улучшение, Dпред = 315 мм Sпред = 200 мм; твердостью 235...262 НВ2,
б)Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:
для шестерни
HB1cp = (НВmin — НВmax )/2 = (460 + 515)/2 = 487,5.
для колеса
HB2cp = (НВmin — НВmax )/2 = (235 + 262)/2 = 248,5.
3.2 Определяем базовые числа циклов нагружений при расчете наконтактную прочность
/>
для шестерни
/>
для колеса
/>
3.3 Действительные числа циклов перемены напряжений
— для колеса
/>
— для шестерни
/>
где: n2 — частота вращения колеса, мин-1;Lh — время работы передачи ч; u — передаточное число ступени.
3.4 Определяем коэффициент долговечности при расчете поконтактным напряжениям
/>
где: NHG – базовое число циклов; N – действительное значение.
— для шестерни
/>
— для колеса
/>
/>
3.5 Определяем число циклов перемены напряжений
— для шестерни
/>
— для колеса
/>
3.6 Определяем допустимое контактное напряжениесоответствующее числу циклов перемены напряжений
— для шестерни
/>
— для колеса
/>
3.7 Определяем допускаемое контактное напряжение
— для шестерни
/>Н/мм2
/> Н/мм2
Так как
/>
/>,
то косозубая передача рассчитывается на прочность по среднемудопускаемому контактному напряжению:
/> Н/мм2
При этом условии
/> Н/мм2
соблюдается
3.8 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьевшестерни и колеса
а)Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.
/>
где NFO — число циклов перемены напряжений, соответствующее пределувыносливости, NFO=4*106 для обоих колес.
— для шестерни
/>
— для колеса
/>
Так как N1>NF01 и N2>NFО2,то коэффициенты долговечности KFL1 =1, и KFL2 = l.
б) определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующеечислу циклов перемены напряжений NF0:
— для шестерни:
/>
в предположении, что m
— для колеса:
/>
в) Определяем допускаемое напряжение изгиба:
— для шестерни
/>
— для колеса
/>
Таблица Механические характеристики материалов зубчатойпередачи.Элемент передачи Марка стали
Dпред Термообработка
HRCэ1ср
[σ]Н
[σ]F
Sghtl
HB2ср
Н/мм2 Шестерня 40Х 315/200 У+ТВЧ 50,5 877 310 Колесо 40Х 200/125 У 248,5 514,3 255,95
4. Расчет закрытой конической зубчатой передачи
4.1 Определяем внешний делительный диаметр колеса de2,мм
/>
где Кнβ — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьямиКнβ = 1;
θН — коэффициент вида конических колес. Дляпрямозубых колес θН = 1.
/>
Полученное значение внешнего делительного диаметра колеса de2для нестандартных передач округляем до ближайшего значения из ряда нормальныхлинейных размеров />
4.2 Определяем углы делительных конусов шестерни и колеса
для колеса
/>
для шестерни
/>
4.3 Определяем внешнее конусное расстояние Re, мм
/>мм
4.4 Определяем ширину зубчатого венца шестерни и колеса
/>
где ψе = 0,285 — коэффициент ширины венца.
/>
Округлить до целого числа по ряду Ra 40.
b=42
4.5 Определяем внешний окружной модуль для прямозубых колес
/>
где KFβ — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки по ширине венца. Для прирабатывающихся колес с прямыми зубьямиKFβ =l;
/> - коэффициент вида конических колес. Для прямозубых. />
4.6 Определяем число зубьев колеса и шестерни
для колеса
/>
для шестерни
/>
4.7 Определяем фактическое передаточное число
/>
проверяем его отклонение от заданного u.
/>
/> %
4.8 Определяем действительные углы делительных конусов шестернии колеса
для колеса
/>
для шестерни
/>
4.9 Выбираем коэффициент смещения инструмента для прямозубойшестерни
НВ1ср — НВ2ср = 487,5-248,5=239
Так как
239> 100,
То
х1=х2 = 0.
4.10 Определяем внешние диаметры шестерни и колеса, мм
Делительный диаметр шестерни
/>
Делительный диаметр колеса
/>
Вершины зубьев шестерни
/>
Вершины зубьев колеса
/>
Впадины зубьев шестерни
/>
Впадины зубьев колеса
/>
4.11 Определяем средний делительный диаметр шестерни иколеса:
для шестерни
/>
для колеса
/>
Проверочный расчет
4.12 Проверяем пригодность заготовок колес
Условие пригодности заготовок колес:
/>
/>/>
Диаметр заготовки шестерни
/>мм
Размер заготовки колеса
/>
Соответствует.
4.13 Проверим контактные напряжения
/>
где Ft — окружная сила в зацеплении, Н равная
/>
КНα — коэффициент, учитывающий распределениенагрузки между зубьями прямозубых колес и колес с круговыми зубьями; КНα= 1
KHv — коэффициент динамической нагрузки.Определяется по табл. в зависимости от окружной скорости колес />м/с, и степени точностипередачи
/>
443,72≤514,3
4.14 Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса
напряжения изгиба зубьев шестерни
/>
напряжения изгиба зубьев колеса
/>
где: KFα — коэффициент, учитывающийраспределение нагрузки между зубьями прямозубых колес KFα = l; KFv — коэффициент динамической нагрузки; YFl и YF2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Υβ -коэффициент,учитывающий наклон зуба; Υβ = l;
4.15 Составляем табличный ответПроектный расчет параметр значение параметр значение
Внешнее конусное расстояние Rе 144.308
Внешний делительный диаметр:
шестерни dе1
колеса dе2
69,273
280,314
Внешний окружной модуль me 1.611 Ширина зубчатого венца b 42
Внешний диаметр окружности вершин:
шестерни dае1
колеса dае2
70,401
281,087 Вид зубьев Прямозубые
Угол делительного конуса:
шестерни δ1
колеса δ2
13,8796
76,1204
Внешний диаметр окружности впадин:
шестерни dfe1
колеса dfe2
65,519
279,387
Число зубьев:
шестерни z1
колеса z2
43
174
Средний делительный диаметр:
шестерни d1
колеса d2
59,367
240,229
5. Расчет клиноременной передачи
Выбираем сечение ремня при
Рном = 2,2кВт nном = 950 об/мин
Выбираем участок А
Определяем минимально допустимый диаметр ведущего шкива dmin,мм. при Тдвиг = 18,20 Н*м
dмин = 90 мм
Задаемся расчетным диаметром ведущего шкива
d1 = 100 мм.
/>
Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:
/>
где u — передаточноечисло открытой передачи; ε — коэффициент скольжения ε = 0.01…0,02.
Определяем фактическое передаточное число uф
/>
проверяем его отклонение от заданного
/>
/> условия соблюдаются.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние а, мм:
/>
где h — высота сечения клинового ремня h = 8 мм.
/>
/>мм
Определяем расчетную длину ремня l мм:
/>
/>
Выбираем длину ремня l=1600 мм
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине
/>
/>
/> для облегчения надевания ремня нашкив
/> для натяжения ремней
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1град:
/>
/>
/> соответствует
Определяем скорость ремня v, м/с:
/>
/> м/с
где [v] — допускаемая скорость, м/с для клиновых ремней [v] = 25м/с;
Определяем частоту пробегов ремня U, с-1:
/> с-1
U ≤ 30
Определим допускаемую мощность, передаваемую одним клиновымремнем
/>
где /> - допускаемаяприведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем. С — поправочныекоэффициенты.
Ср = 1 (спокойная), Сα = 0,89, Сl = 0,95, Сz = 0,95, />=0,72,
/>
Определим количество клиновых ремней
/> /> шт
Определим силу предварительного натяжения одного клиновогоремня Fo, H:
/> Н
Определим окружную силу, передаваемую комплектом клиновыхремней Ft, H:
/>Н
Определим силы натяжения ведущей и ведомой ветвей, Н:
Ведущая ветвь
/>Н
Ведомая ветвь
/>Н
Определим силу давления на вал Fon, H:
/>Н
Проверочный расчет
Проверяем прочность одного клинового ремня по максимальнымнапряжениям в сечении ведущей ветви
/>
а) σ1 – напряжение растяжения Н/мм2
/> Н/мм2
б) σи – напряжение изгиба Н/мм2
/>
где Еи =80…100 – модуль упругости при изгибепрорезиненных ремней
/> Н/мм2
в) σv– напряжение центробежных сил Н/мм2
/>Н/мм2
Ρ = 1250…1400 кг/мм3
г) [σ]р – допустимое напряжение растяженияН/мм2
[σ]р = 10 Н/мм2
/>
Полученные данные занесем в таблицупараметр значение параметр значение Тип ремня Клиновый
Число пробегов ремня
U, 1/c 1,429 Сечение ремня 138
Диаметр ведущего шкива d1 100 Количество ремней z 4
Диаметр ведомого шкива d1 450 Межосевое расстояние α 320
Максимальное напряжение σ, Н/мм2 9,9
Длинна ремня
l 1600
Начальное напряжение ремня
F0Н/мм2 445,55
Угол охвата малого шкива
α град 139,6
Сила давления ремня на вал Fоп, Н 345
6. Определение сил в зацеплении закрытых передач
Коническая с круговым зубом.
Определяем силы в зацеплении
а) окружная на колесе
/>
окружная на шестерне
/>/>
б) радиальная на шестерне
/>
yr – коэффициент радиальной силы
/>
/>
радиальная на колесе
/>/>
в) осевая на шестерне
/>
yа – коэффициент осевой силы
/>
/>
осевая на колесе
/>/>
7. Расчет валов
7.1 Рассчитаем первую ступень вала под элемент открытойпередачи
/>
где />=10…20 Н/мм2,Мк – крутящий момент равный вращающему моменту на валу. Мк= Т1 или Т2 соответственно
Вал редуктора быстроходный
/>
Вал редуктора тихоходный
/>
Вал редуктора быстроходный
/> под шестерню />
Вал редуктора тихоходный
/> под полумуфту />
7.2 Рассчитаем вторую ступень вала под уплотнение крышки иотверстием и подшипник
/>
для быстроходной t = 2,5, для тихоходной t =2,8
/> – для вала шестерни быстроходной
/> – для колеса тихоходного
Для быстроходного
/>
/>
Для тихоходного
/>
/>
7.3 Рассчитаем третью ступень под шестерню, колесо
/>
Для быстроходного
/>
/>
7.4 Рассчитаем четвертую ступень под подшипник
/>
Для быстроходного
/>
l4 = B l4 = 100
Для тихоходного
/>
l4 = T l4 = 20
8. Предварительный выбор подшипников
312 d = 50D = 100 В = 27 r = 3 для шариковых
7208 d = 40D = 80 Т = 20 в = 3 l = 16 α= 14 для роликовых иконических подшипников
9. Определение размеров муфты
Муфта упругая с торообразующей оболочкой ГОСТ 20884-82
d1 = d = 45 D = 250
lци = 84 lци = 270
В = 0,25 D =0.25 * 250 = 62.5 D = 0,75 D = 187.5
δ = 0.05D = 12.5 C = 0.06D = 15
D0= 0.5D = 125 D2 = 0.6D = 150
dст = 1.55d = 69.75
Список используемой литературы
1 ЧернавскийС.А. и др. «Проектирование механических передач». Машиностроение, М.: 1976,1984.
2 РешетовД.Н. Детали машин – М.: Машиностроение, 1989. – 496 с.
3 ШейнблитА.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов. — М.: Высшая школа, 1991.