Курсовая работа (т): Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера

Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера

Костанайский социально - технический университет

имени академика З. Алдамжар

ТЕХНИЧЕСКИЙ факультет

Кафедра ТЕХНИКА И ТЕХНОЛОГИИ

Курсовая работа по дисциплине

«Детали машин и основы конструирования»

ТЕМА: «Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера»

Выполнила

Виноградова Людмила Николаевна

студентка 2 курса специальности

ТТТиТ, з/у

Научный руководитель

Иманов А. Н.

кандидат технических наук, профессор

Костанай 2011

Исходные данные

Спроектировать привод к вертикальному валу цепного конвейера по схеме рис.1 с графиком нагрузки рис.2.

Вариант 2.

Мощность на этом валу N6=5,0 кВт и угловая скорость вращения его ω6=0,25 π рад/сек

. Электродвигатель.

. Клиноременная передача.

. Червячная передача.

. Прямозубая цилиндрическая передача

. Муфта.

. Коническая открытая зубчатая передача

Рисунок 1. Схема цепного конвейера

График нагрузки имеет: Срок службы привода-8 лет

Ксут=0,2; Кгод=0,5; ПВ=1

Рисунок 2. График нагрузки

ВВЕДЕНИЕ

Машиностроение является технической основой развития общественного производства. Только в результате насыщения всех отраслей народного хозяйства высокопроизводительными машинами, внедрения комплексной механизации и автоматизации производства можно добиться такого повышения производительности труда и расширения выпуска различной продукции, чтобы были удовлетворены все материальные и культурные потребности общества.

Серийно выпускаются самые разнообразные машины десятков тысяч наименований, в том числе уникальные паровые и гидравлические турбины и электрогенераторы мощностью до миллионно киловатт, газовые турбины мощностью в десятки тысяч киловатт, мощные прокатные станы, прессы и металлообрабатывающие станки с программным управлением, подъёмные машины грузоподъёмностью в сотни тонн, экскаваторы и землесосные снаряды, заменяющие труд десятков тысяч людей, тепловозы и электровозы, автомобили, тракторы, комбайны, разнообразные машины для горной, химической, лёгкой и других отраслей промышленности, строительства, сельского хозяйства.

Анализируя исторический путь развития технологии различных производств и обслуживающих их машин, нетрудно заметить основные тенденции развития современного машиностроения.

Это, во-первых, непрерывный рост машиностроения, увеличение номенклатуры и числа машин, выпускаемых для всех отраслей народного хозяйства.

Во-вторых, неуклонное повышение мощности и производительности машин, их технологичности и экономичности при одновременном относительном снижении веса и размеров.

Основой для расширения машиностроения служит новый, более высокий уровень организации, управления и технологии производства - широкое внедрение специализации, поточности, механизации и автоматизации производства, использование принципов взаимозаменяемости, унификации, нормализации и стандартизации типов машин, их узлов и деталей, внедрение прогрессивной технологии.

Создание всё более мощных производительных, технологичных и экономичных машин со сниженными весовыми и габаритными характеристиками обусловлено непрерывным их конструктивным совершенствованием, повышением скоростей и ускорений движущихся частей, действующих нагрузок, напряжений, температур и других параметров. Это, в свою очередь, вызывает необходимость использования новых, более прочных и износостойких материалов, различных способов их упрочнения и коррозионной защиты, совершенствования формы деталей, применения полых и тонкостенных сечений и так далее.

1. Кинематический расчет привода, выбор электродвигателя, определение передаточных чисел, разбивка по ступеням

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются короткозамкнутые трехфазные асинхронные двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязнённых условиях, в открытых помещениях и т.д. Для выбора электродвигателя должны быть известны условия эксплуатации, требуемая мощность и частота вращения вала.

Потребная мощность электродвигателя:

1дв=N6/ηобщ                                                                                 (1.1)

Общий КПД привода, с учетом потерь на трение в подшипниках стр. 23[1]:

ηобщ=ηрем·ηчерв·ηзуб·ηкон·ηмуф=0,95·0,9·0,96·0,95·0,99=0,77196

ηрем=0,95 средний КПД клиноременной передачи

ηчерв=0,9 КПД с числом захода червяка Z1=4

ηзуб=0,96 средний КПД зубчатой передачи

ηкон=0,95 КПД открытой зубчатой передачи

ηмуф=0,99 средний КПД муфты стр. 231[2]

N¹дв=5/0,77196=6,477 кВт

По табл. 22[1] выбираем электродвигатель N=7,5 кВт, типа 4А132S4УЗ, n=1500 об/мин, S=3,0%, Тпус/Тнм=2,0.

Действительное число оборотов двигателя стр.24[1]:

пдв=псдв·(1-S/100)                                                                        (1.2)

nдв=1500·(1-3/100)=1455 об/мин

Обороты на тихоходном валу конической передачи:

n6=30·ω6/π                                                                                              (1.3)

n6=30·0,25π/π=7,5 об/мин

Общее передаточное отношение конвейера:

Uобщ=nдв/n6                                                                                 (1.4)

Uобщ=1455/7,5=194

Разбиваем общее передаточное отношение по ступеням привода. По рекомендациям:

Uрем≤7[2]; Uчерв=8÷80[1]; Uзуб≤6,3[1]; Uкон≤8[1].

Для червячно-цилиндрических редукторов: при передаточном отношении редуктора Uред>50 передаточное отношение червячной передачи стр.72[1]:

Uчерв=6,3

Дальнейшие варианты по разбивке ступеней с учетом того, что на последней передаче (т.е. конической) моменты максимальные, принимаем по ряду стр.51[1]:

Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=3,15-уменьшаем ременную:

Uчерв=6,3; Uзуб=4,00; Uкон=3,55; Uрем=2,169-принимаем.

Угловые скорости валов:

ω1=π·nдв/30=3,14·1455/30=152,29 рад/сек

ω2=ω1/Uрем=152,29/2,169=70,21 рад/сек

ω3=ω2/Uчерв=70,21/6,3=11,144 рад/сек

ω4=ω3/Uзуб=11,144/4=2,79 рад/сек

ω5=ω4

ω6=0,25·π=0,79 рад/сек

Числа оборотов на валах:

n1=nдв=1455 об/мин

n2=n1/Uрем=1455/2,169=670,82 об/мин

n3=n2/Uчерв=670,82/6,3=106,479 об/мин

n4=n3/Uзуб=106,479/4=26,62 об/мин

n5=n4

n6=n5/Uкон=7,5 об/мин

Мощность на валах:

N1=6,477 кВт

N2=N1·ηрем=6,477·0,95=6,153 кВт

N3=N2·ηчерв=6,153·0,9=5,538 кВт

N4=N3·ηзуб=5,538·0,96=5,316 кВт

N5=N4·ηмуф=5,316·0,99=5,263 кВт

N6=N5·ηкон=5,263·0,95=5,0 кВт

Крутящие моменты на валах:

Т1=N1/ω1=6477/152,29=42,53 Н·м

Т2=N2/ω2=6153/70,21=87,64 Н·м

Т3=N3/ω3=5538/11,144=496,95 Н·м

Т4=N4/ω4=5316/2,79=1905,38 Н·м

Т5=N5/ω5=5263/2,79=1886,38 Н·м

Т6=N6/ω6=5000/0,79=6329,11 Н·м

2. Расчет клиноременной передачи

подшипник цилиндрический вал червячный

Выбор сечения ремня:

При N1=6,477 кВт, n=1455 об/мин по рис. 9.4 [1] выбираем тип Б.

По табл. 9.4: lр=14, W=17, T0=10,5, площадь сечения А=1,38 см2, масса одного метра ремня m=0,18 кг/м, расчетная длина ремня Lр=800÷6300, ∆L=Lp-LВН=40 мм, dmin=125 мм.

Принимаем диаметр меньшего шкива по ряду стр.267 в соответствии с рекомендациями стр.26, d1>dmin d1=140 мм.

Диаметр большего шкива с учетом относительного скольжения S=0,01 ф.9.5[1],

d2=d1∙Uрем∙(1-S)=140∙2,169∙(1-0,01)=300,62 мм принимаем d2=301 мм.

Межосевое расстояние ф.9.11[1]:

=0,55(d1+d2)+T0=0,55(140+301)+10,5=253,05 мм.

amax=d1+d2=140+301=441 мм.

Среднее aср=(amin+amax )/2=347,03 мм принимаем aср=348 мм

Расчетная длина ремня ф.9.2[1].

р=2а+π/2·(d1+d2)+(d2-d1)2/(4·a)=

=2·348+3,14/2·(140+301)+(301-140)²/(4·348)=1406,99 мм

По табл.9.4 принимаем Lр=1400 мм ближайшее

Уточняем межосевое расстояние ф.9.12[1]:

а=0,25·[(Lp-ω)+]

ω=0,5·π·(d1+d2)=0,5·3,14·(140+301)=692,37 мм

у=((d2-d1)/2)2=((301-140)/2)2=6480,25 мм2

а=0,25·[(1400-692,37)+√(1400-692,37)2-8·6480,25]=

,25·(707,63+669,9987)=344,4 мм

Угол обхвата меньшего шкива ф.9.13[1].

α1=180-57·=180-57(301-140)/344,4=153º

Определяем коэффициенты необходимые для определения расчётной мощности, руководствуясь таблицами

коэффициент угла обхвата Cα=0,929 значение получено интерполяцией;

коэффициент длины ремня CL=0,9;

коэффициент режима работы Cр=1,1; цепные транспортеры. Тип двигателя I; смены при kсут=0,2; 24 часа∙0,2=4,8 часа. Принимаем 1 смену

коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте Cz=0,9 при предварительно принятом числе ремней Z=4÷6.

Номинальная мощность Р0 по таблице 8 для типа Б и d1=140; UР=2,152; n=1450 об/мин, интерполяцией получаем Р0=3,177 кВт.

Расчетная мощность:

Рр=Ро·Сα·СL/Ср=3,177·0,929·0,9/1,1=2,4148 кВт стр. 270[1]

Число ремней ф.9.14:

Z=N1/(Рр·Сz)=6,477/(2,4148·0,9)=2,98

Принимаем Z=3 ремней.

Натяжение каждой ветви одного ремня ф.9.15[1].

=850·N1·Ср·СL/(Z·V·Сα)+θ·V2=π ·d1·n1/60=3,14·140·1455/60=10,66 м/сек

θ=0,18 для сечения Б стр. 267=850·6,477·1,1·0,9/(3·10,66·0,9)+0,18·10,662=203,91 м

Сила, действующая на валы, стр.271:

Fп=2·S0·Z·sin =2·203,91·3·sin(153º/3)=1223,46·sin 51º=950,81 Н

Рабочий ресурс клиноременной передачи для ремней с кордшнуром, стр.271:

Н0=Nоц =5700·10³·1400·3/(60·3,14·140·1455)=624 час

где Nоц -число циклов, выдерживаемых ремнем; для ремней с кордшнуром всех сечений Nоц=5,7·106

Установленный стандартом ресурс при среднем режиме 2000 часов.

Время работы привода за 8 лет:

t∑=Lгод·365·кгод·24·ксут·ПВ=8·365·0,5·24·0,2·1=7008 час

ф.14.12[1].

Количество замен ремней за 8 лет:

Кз==7008/624=11,23 раз

т.е. одна замена 8 лет/11,23=0,7 года.

Шкивы для приводных клиновых ремней (приложение В) выполняют по ГОСТ 20898-80

3. Расчет прямозубой цилиндрической передачи

.1 Предварительное межосевое расстояние

а1=(Uзуб+1)·                                                                (3.1)

где к=315 для прямозубой передачи, стр.98[1]; Tp1-расчетный момент, Н·м:

Tp1=Tmax∙кНД∙∙кН,                                                                      (3.2)

где Тmax=T4=1905,38 нм.

Коэффициент долговечности ф.4.7:

кНД=кНЕ·≤1                                                                        (3.3)

Коэффициент эквивалентности по графику нагрузки и ф.4.1 и ф.4.2 будет

кНЕ==0,6775  (3.4)

В соответствии с рекомендациями 4.4 и табл.4.5 принимаем материалы:

Шестерни: 40Х, Д=125, S=80, НВ1 сердцевины=269-302, HRC поверхности=45-50, Vв=900, σт=750, улучшение+закалка ТВЧ.

Колеса: 40Х, Д=125, S=90, НВ2сер=269-302, σв=900, σт=750 МПа улучшение. HRCпов=45-50 по графику рис.3.1.[3] соответствует НВ=450 (шестерня).

Определяем соотношение

НВ1=НВ2 9√Uзуб параграф 4.5 [1]

НВ1=450

НВ2√Uзуб=(269+302)/2√4=333,04

т.е. НВ1>НВ2∙√Uзуб, 450>333,04

поэтому лимитируем колесо.

Считаем наработку колеса, ф.4.10.

N=tΣ 60·n4·c=7008·60·26,62·1=11,19·10 циклов

tΣ=7008 час=26,62 об/мин

с=1, так как за один оборот зуб входит в зацепление один раз

База контактных напряжений по рис.4.6 при НВ2=285,5 будет:

NHG=25·106 циклов

Считаем коэффициент долговечности:

кнд=0,6775∙3√11,19·106/20·106=0,56                                          (3.5)

Коэффициент нагрузки:

кН=кНα·кНβ·кНV                                                                          (3.4)

кНα=1 для прямозубых передач коэффициент распределения нагрузки.

Предварительное значение окружной скорости:

V1=                                                               (3.5)

n3=106,479 об/мин (шестерня)

Тmax=T4=1905,38 Н·м (колесо)

Uзуб=4

Ψа=0,315 коэффициент ширины зубчатого венца, т.3.3 [1].

CV=14 т.4.9 (ТВЧ1+У2 прямозубая) [1]

V¹=106,479/(103·14)·3√1905,38·103/(42·0,315)=0,44 м/сек

По т.4.10. степень точности передачи будет 9.

По т.4.11. коэффициент динамичности передачи будет.

Кнv=1,05 (при НВ2≤350)

По ф. 4.27 коэффициент концентрации нагрузки

кНβ=кНβ0·(1-х)+х≥1,05

кНβ0 принимаем по т.4.7. в зависимости от отношения

=0,315∙(4+1)/2=0,788 и схемы по рис.4.8. №6.

кНβ0=1,39 интерполяцией.

Коэффициент режима, ф.4.29[1]:

x=Σ=0,475       (3.6)

кНβ=1,39∙(1-0,475)+0,475=1,205

кН=1∙1,205∙1,05=1,265

Тр1=1905,38∙0,56∙1,265=1349,77 Н·м

Допускаемое контактное напряжение по т.4.6 для колеса из стали 40Х и формуле 4.21 (стр.91):

[σн]==585,82 МПа                 (3.7)

Межосевое:

а=(4+1)∙3√(315/(582,7∙4))2∙1349,77∙103/0,315=213,88 мм          (3.8)

по ряду стр.51 принимаем а=224.

Ширина колеса:

в2=а·ψа=224∙0,315=70,56 мм                                                                (3.9)

принимаем в2=71 мм.

Действительная скорость ф.4.42:

V==2∙0,224∙3,14∙106,479/(4+1)∙60=0,500 м/сек                  (3.10)

V≈V1, то кНα, кНV, кНβ не уточняем, коэффициент нагрузки кН остается тот же.

3.2. Проверочный расчет по контактным напряжениям

σн=к·                                                                 (3.11)

σн=315∙(4+1)/(224∙4)∙√(4+1)/71∙1349,77∙103=541,95 МПа

разница между фактическим и допускаемым

·100%=100%∙(582,7-541,95)/582,7=6,99 %

Допускается недогруз 10 % и перегруз 3 %.

У нас перегруз 6,99 % (стр.98[1]).

3.3. Расчет на перегрузку ф.4.43(по колесу) в момент пуска двигателя, или по графику нагрузки

σн max=σн∙≤[σ]max                                                       (3.12)

[σ]max=2,8·σT=2,8·750=2100 МПа

наибольшее допускаемое контактное напряжение по табл.4.6.

=1,4 по графику

σн max=541,95∙√1,4/0,56=856,90 МПа

856,9<2100-проходит

3.4. Определение модуля

m1=                                                                        (3.13)

где окружная сила по ф. 4.44[1]

Ft==1905,38∙(4+1)/(224∙4)=10632,7∙103 Н