Рассчитать и сконструировать привод

Задание: Рассчитать и сконструировать привод ленточного транспортера

Исходные данные:
Скорость транспортера: V = 1,25 м/с
Окружное усилие: Ft = 3,1 кН
Диаметр барабана: Dб = 220 мм.
Срок службы: L = 7 лет
График нагрузки: Ксут=0,3, Кгод=0,8

Содержание
Содержание 3
Введение 5
1. Назначение и описание работы привода 6
2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода 7
2.1. Кинематический анализ схемы привода 7
2.2. Коэффициент полезного действия привода 7
2.3. Выбор электродвигателя 8
2.4. Угловые скорости и моменты на валах привода 9
3. Расчет передач привода 11
3.1. Расчет клиноременной передачи 11
3.2. Расчет зубчатой передачи 14
4. Расчет валов редуктора 21
4.1. Ведущий вал 21
4.2. Выходной вал 21
5. Выбор и проверочный расчет муфты 22
6. Назначение типа и класса точности подшипников 23
7. Выбор способа смазывания передач редуктора и подшипников 24
Средняя вязкость масла 24
8. Расчет элементов корпуса и зубчатых колес 25
9. Компоновочная схема редуктора 28
10. Определение сил, действующих на валы и опоры 30
10.1. Схема действия сил 30
10.2. Ведущий вал 30
10.3. Ведомый вал 34
11. Расчет подшипников качения на долговечность 38
11.1. Быстроходный вал 38
11.2. Тихоходный вал 40
12. Расчет шпоночных соединений 42
12.1. Выбор шпонок 42
12.2. Расчет прочности шпонок 42
13. Расчет валов на выносливость 44
13.1. Ведущий вал 44
13.2. Ведомый вал 47
14. Посадки деталей редуктора 52
15. Сборка редуктора 53
Список использованной литературы 55
Введение
Цель курсового проектирования систематизировать, закрепить, расши-рить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки сту-дентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по срав-нению с валом ведущим. Данный тип механизма является одним из самых рас-пространенных в технике и комплекс расчетов, необходимый для обоснования его конструкции, охватывает многие разделы учебного курса: теоретическую механику, сопротивление материалов, теплотехнику, метрологию и пр. Поэто-му грамотный расчет редуктора обеспечивает получение значительного опыта в проектировании механизмов и машин и применении полученных при обуче-нии знаний на практике.

1. Назначение и описание работы привода
В проекте необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспор-тера, подобрать электродвигатель, клиноременную передачу, муфту, для усло-вий, оговоренных техническим заданием. Конструкция проектируемого редук-тора состоит из чугунного литого корпуса, внутри которого размещены эле-менты передачи: ведущий и ведомый вал с косозубыми колесом и шестерней, а также опоры подшипники качения, а также сопутствующие детали. Входной вал соединяется с двигателем посредством ременной передачи. Выходной вал посредством жестко компенсирующей муфты связан с барабаном ленточного транспортера. Редуктор работает в щадящем режиме, поскольку Ксут = 0,3. По-этому представляется, что износ механизма в пределах срока службы будет не-значительным.


2. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

2.1. Кинематический анализ схемы привода
Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, односту-пенчатого редуктора с косозубой цилиндрической передачей и жестко компен-сирующей муфтой. В процессе передачи мощности имеют место потери, свя-занные с преодолением сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощно-сти, развиваемой двигателем, на величину потерь.

2.2. Коэффициент полезного действия привода
Согласно табл. 1.1 [1, с. 5] принимаем коэффициенты полезного действия для элементов, где происходят потери мощности:
в клиноременной передаче: ηк.п. = 0,940,96; принимаем ηк.п. = 0,95;
в зубчатой передаче ηз.к. = 0,960,98; принимаем ηз.к. = 0,96;
в подшипниках качения ηп = 0,99;
в муфте ηм = 0,98;
В приводе имеется одна клиноременная передача, одна зубчатая, одна муфта и 6 подшипниковых опор, поэтому в соответствии с формулой
.
Определяем общий КПД привода:
= 0,96 * 0,993 * 0,98 * 0,95 = 0,87.

2.3. Выбор электродвигателя
Мощность на валу барабана определяется по формуле
= 3,1 * 1,25 = 3,88 кВт,
где Ft окружное усилие, кН;
V скорость транспортера, м/с;
Требуемая мощность электродвигателя:
Рэ.тр.= Рв / = 3,88 / 0,87 = 4,46 кВт,
Угловая скорость барабана:
= 2 * 1,25 / 0,22 = 11,36 рад/с
Частота вращения барабана:
= 30*11,36/3,14 = 109 мин-1
При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспорте-ра с полной загрузкой.
Пусковая требуемая мощность:
Рп = Рэ.тр.* 1,3 = 4,46 * 1,3 = 5,8 кВт
По табл. П1 приложения [1], исходя из требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4АН за-крытый, обдуваемый с синхронной частотой n = 1500 об/мин 4АН112М4 со следующими параметрами: номинальная мощность Рном = 5,5 кВт; скольжение s = 3,7 %, отношение Рп/Рном = 2. Рпуск = 2*5,5 = 11 кВт. Это больше расчетного значения пусковой мощности, значит данный двигатель обеспечит старт меха-низма при полной его нагрузке.
Номинальная частота вращения двигателя:
.
где: nдв фактическая частота вращения двигателя, мин-1;
n частота вращения, мин-1;
s потери на скольжение, %;

nдв = 1500* ((100-3,7)/100) = 1445 мин-1.

2.4. Угловые скорости и моменты на валах привода
Передаточное отношение редуктора:
i = nдв/nб = 1445/109 = 13,26 .
Передаточное отношение зубчатой передачи принимаем предварительно равным i2 = 5, тогда на клиноременной передаче передаточное отношение будет равно
i1 = i / i 2 = 13,26/5 = 2,65.
Угловая скорость и частота вращения вала двигателя:
nдв= 1445 мин-1
= 3,14*1445 / 30 = 151,24 рад/с
Момент на валу двигателя:
,
где Ртр требуемая мощность двигателя, кВт;
угловая скорость вращения двигателя, об/мин;
TI = 4,46 *1000 / 151,24 = 29,49*103 Нмм
Момент, угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:
ТII = ТI * i 1 * ηк.п.* ηп.
где i1 передаточное отношение клиноременной передачи;
ηк.п. КПД клиноременной передачи;
ηп. КПД подшипниковой пары;
ТII = 29,49*103 * 2,65*0,95*0,99 = 73,5*103 Нмм.
= 151,24/2,65 = 57,07 рад/с.
= 1445/2,65 = 545,28 мин-1
Момент, угловая скорость и частота вращения выходного вала редуктора:
ТIII = ТII * i з.п. * ηз.п. .* ηп. = 73,5*103 * 5 * 0,96 *0,99 = 349,27 *103 Нмм
=11,36 рад/с.
Момент на валу барабана:
ТIV = ТIII * ηм.* ηп. = 349,27*103 * 0,98 *0,99 = 338,86 *103 Нмм
=11,36 рад/с.

Итоги кинематического расчета сводим в таблицу 1:

Таблица 1
Результат кинематического расчета привода
I II III IV
Частота вращения n, мин-1 1445 545,28 109 109
Угловая скорость , рад/с 151,24 57,07 11,36 11,36
Крутящий момент, x103 Нмм 29,49 73,5 349,27 338,86

Примечание: Индекс I относится к валу электродвигателя, II входному валу редуктора, III выходному валу редуктора, IV валу конвейера.



3. Расчет передач привода

3.1. Расчет клиноременной передачи
Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Ртр = 4,62 кВт; час-тота вращения ведущего (меньшего) шкива nдв = 1445 мин-1; передаточное от-ношение iк.п. = 2,65; скольжение ремня  = 0,015.
По номограмме на рис. 7.3 [1, с. 134] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива и передаваемой мощности принимаем сечение клинового ремня А.
Диаметр меньшего шкива определяем по формуле
d1 = 34 = (34) = 93125 мм
Согласно табл. 7.8 [1, с. 132] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения А не должен быть менее 100 мм, принимаем d1 = 125 мм.
Диаметр большего шкива определяем по формуле
d2 = d1i(1-)
d2 = 125 * 2,65 * (1-0,015) = 326,281 мм
Принимаем стандартное значение диаметра d2 = 325 мм, тогда передаточ-ное отношение на клиноременной передаче составит
iк.п. = = 325/(125*(1-0,015)) = 2,64
При этом угловая скорость вала В будет равна
II = дв/ iк.п. = 151,24 / 2,64 = 57,29 рад/с
Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:
(57,29-57,07)/57,29 *100 = 0,384 %
При допускаемом расхождении ±3%. Следовательно диаметры шкивов d1 = 125 мм и d2 = 325 мм можно принять окончательно.
Межосевое расстояние принимаем в интервале, определенном по форму-ле:
amin = 0,55 (d1+d2) + T0;
amax = d1+d2,
где Т0 высота сечения ремня, принятая в соответствии с табл. 7.7 [1, с. 131] 8 мм.
amin = 0,55 (125+325) + 8 = 255,5 мм ;
amax = 125+325 = 450 мм,
Принимаем предварительно близкое значение ар = 500 мм.
Расчетная длина ремня по формуле (7.7) [1].
L = 2ap + 0,5(d1+d2) + (d2 d1)2/4a =
=2*500 + 0,5*3,14* (125+325) + (325-125)2/(4*500) = 1726,5 мм.
Ближайшее значение по стандарту (табл. 7.7) L = 1800 мм.
Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня L.

где w = 0,5(d1+d2) = 0,5*3,14 * (125+ 325) = 706,5 мм;
у = (d2-d1)2 = (325-125)2 = 4*104 мм.
ар = 0,25*((1800-706,5) + ) = 537 мм.
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L = 0,01 * 1800 = 18 мм для облегчения надева-ния ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L = 0,025* 1800 = 45 мм для увеличения натяжения ремней.
Угол обхвата меньшего шкива по формуле 7.28 [1, с. 130]
1 = 180° - 57((d2-d1)/ap) = 180 57*((325-125)/537) = 159°
Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации пере-дачи, по табл. 7.10 [1, с. 136]: для привода к ленточному конвейеру при одно-сменной работе Ср = 1,0.
Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл. 7.9 [1, с. 135]: для ремня сечения A при длине L = 1800 мм коэффициент CL = l,01.
Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата: при 1 = 159° коэф-фициент С = 0,95.
Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент Сz = 0,95.
Число ремней в передаче рассчитывается по формуле

где P0 мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт. [1, табл. 7.8]; для ремня сечения A при длине L = 1800 мм, работе на шкиве d1 = 125 мм и i < 3 мощность P0 = 2,13 кВт;
z = 4,62*1/(2,13*1,01*0,95*0,95) = 2,38
Принимаем z = 3.
Натяжение ветви клинового ремня определяется по формуле

где v = 0,5двd1= 0,5*151,24 * 125*10-3 = 9,45 м/c скорость ремня
 коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил.
Для ремня сечения А коэффициент  = 0,1
Тогда
F0 = (850*4,62*1*1,01) / (3*9,45*0,95) + 0,1*9,452 = 156,20 Н
Давление на валы по формуле (7.31) [1]
=2 * 156,2 * 3 sin 79,5° = 921,5 H
Ширина шкивов Вш по табл. 7.12 [1]:
Вш = (z - 1)е + 2f = (3 - 1)*15 + 2*10 = 50 мм.

Чернавский С.А. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов . М.: ТИД «Альянс», 2005. 416 с.
2. Дунаев П.Ф., Леликов А.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1998. 447 с.
3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: т.1,2,3. М.: Машиностроение, 2001
4. Атлас конструкций узлов и деталей машин. М.: МГТУ им. Баумана, 2007. 384 с.