Проектирование привода конвейера

Проектирование и расчет электродвигателя. Энергетический и кинематический расчеты, определение максимального расчетного момента на ведущем шкиве. Особенности выбора электродвигателя серии 4А асинхронного с короткозамкнутым ротором, описание характеристик.

МОСКОВСКИЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)

ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТНОЙ ТЕХНИКИ

И ОРГАНИЗАЦИИ ПРОИЗВОДСТВА

Кафедра деталей машин

Курсовая работа

по дисциплине

Прикладная механика

Проектирование привода конвейера

Москва - 2008

Введение

1.Техническое задание на проектирование

.

Пб

6

2

5

Тб

Х

4

3

1. - зубчатый редуктор;

2. - ведомый шкив;

3. – Электродвигатель;

4. – ведущий шкив;

5. – ремни;

6. – барабан конвеера

Исходные данные:

nб=100 об/мин

Тб=500 н.м.

число полюсов 4

α=20 тыс.ч.

число смен в сутки 1

кmax=1,6

Расчеты . Энергетический и кинематический расчеты привода

1.1 Выбор электродвигателя. Электродвигатель серии 4А асинхронный с короткозамкнутым ротором

Определяем мощность на валу барабана конвейера

Рб = Тб nб / 9550 – мощность [кВт]

Рб = 500*100 / 9550 = 1,67

Требуемая мощность электродвигателя. (Из-за потерь в подшипнике).

Рэ = Рб / ŋ – в зубчатом колесе и в ременной передаче,

где ŋ – общее КПД привода

ŋ = ŋ²п ŋр ŋз,

где

ŋ²п - КПД подшипниковой передачи

ŋр – КПД ременной передачи

ŋз – КПД зубчатой передачи

Из табл. П1 с.64 [1]

Выбираем: ŋп = 0,99; ŋр = 0,94; ŋз = 0,96

ŋ = (0,99)² * 0,94 * 0,96 = 0,89

Рэ = 1,67 / 0,89 = 1,87

Из табл. П2 с.65 [1]

Выбираем стандартную мощность электродвигателя с условием

Р´э ≥ ´Рэ

Рэ = 2.2 кВт

Т.к. частота вращения nс = 1500 об/мин; число полюсов 4 и S% = 5,1, то

По табл. П2 с.65 [1] выбираем условное обозначение электродвигателя

4А132S5

1.2 Кинематический расчет привода

Определяем асинхронную частоту вращения.

nq = nc (1 – (S% / 100))

nq = 1500(1-(5.1 / 100)) = 1423

Определяем общее передаточное число привода.

U = nq /nб

U = 1423/160 = 8.9

U = Uз * Uр,

где Uз – передаточное число зубчатой передачи; Uр - передаточное число ременной передачи По табл. П1 с.64 [1] выбираем передаточное число для зубчатой и ременной передач.

Uз = 3,5, а Uр = U/Uз = 8,9/3,5 = 2,5

Определяем частоты вращения валов зубчатого редуктора.

Ведущий вал n1 = nq / np

Ведомый вал n2 = n1 / Uз

n1 = 1423/2.5 = 569

n2 = 569/3.5 = 160

Определяем крутящие моменты на валах привода.

Ведомый вал Т2 = Тб

Т2 = 160

Ведущий вал Т1 = Т2 / Uз*ŋп*ŋз

Т1 = 160 / 3,5*0,99*0,96 = 160 / 3,34 = 50

Вал электродвигателя Тэ = Т1 / Up*ŋп*ŋз

Тэ = 50 / 3,5*0,99*0,96 = 50 / 2,4 = 21

2. Расчет ременной передачи

2.1 Определяем максимальный расчетный момент на ведущем шкиве

Трmax = Тэ [0,5(кд+1)+креж], где

креж – коэффициент режима работы, определяется по табл. П6 с.67 [1], в зависимости от числа смен.

кд = 2; креж = 1

Тmax = 21[0,5(2+1)+1] = 53

По табл. П5 с.66 [1]

Так как 15нм < Трmax < 60нм

lo = 1700мм

m = 0,105 кг/м

a = 90 min

По табл. П7 с.68 [1] назначаем диаметр ведущего шкива

dз = 140 мм

Диаметр ведомого шкива

d4 = d3 * Uз * 0,985

d4 = 140 * 2,5 * 0,985 = 345мм

Согласовываем d4 с R 40 по табл. П4 с.66 [1]

d4 = 355 мм

Определяем минимальное межцентровое расстояние

amin ≈ d4

amin ≈ 355мм

Определяем необходимую минимальную длину ремня

lmin = 2 amin + [π(dз + d4)/2] + [(d4 – dз)²/4 amin]

lmin = 2 *355 + [3.14(495/2] + [(355 – 140)²/4 * 355] = 1521

Выбираем стандартный ремень по табл. П5 с.66 [1]

l > lmin

l = 1600 мм

Уточняем межцентровое расстояние

а = amin + 0,5(l - lmin)

a = 355 + 0.5(1600 – 1521) = 394 мм

Определяем угол обхвата ведущего шкива

αз = π – [d4 – dз / a]

αз = 3.14 – [355 – 140 / 394] = 2.6 рад

Определяем линейную скорость ремня

V = π * d4 * n1 / 60 * 1000

V = 3.14 * 355 1423 / 60000 = 10.4 м/с

Определяем число пробега ремня

γ = 10³*V / l

γ = 10³ * 10.4 / 1600 = 6.5

Определяем требуемое число ремней

z ≥ Pэ [a5(kд + 1) + kреж] / Ро*Ср*Сl*Cα*Cz , где

Ро – мощность передаваемая одним ремнем, определяется по табл. П7 с.68 [1] в зависимости от диаметра ведущего шкива dз и линейной скорости V;

Ср. – коэффициент нагрузки определяется по табл. П6 с.67 [1] в зависимости от кmax;

Сl – коэффициент учитывающий длину ремня

Сl = 0,3 * (l/lo) + 0.7

Cα – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива

Cα = 1 – 0,15 (π – αз)

Cz – коэффициент учитывающий число ремней с.8 [1]

Ро = 291

Ср = 0,75

Сl = 0,3*(1600/1700) + 0,7 = 1

Cα = 0,95

z ≥ 1.8[0.5(2 + 1) + 1] / 2.01*0.9*1*0.95 = 3

z ≥ 3

z = 3

Cz = 0.95

Определяем полную, передаваемую окружную силу

Ft = 2000*Tэ / d3

Ft = 2000*21 / 140 = 300 Н

Определяем силу предварительного натяжения

Fo = 0.78*Ft / z*Cα*Cp + qm*V², где

qm – масса единицы ремня, определяется по табл. П5 с.66 [1].

Т.к. V < 10, то qm*V² не учитывается.

Fo = 0.78*300 / 3*095*0.75 = 106 Н

Сила давления на валы

Fв = 2 Fo z sin (α3/2)

Fв = 2*106*3*sin (75) = 614 H

3. Расчет зубчатой передачи

3.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений

Тб = 160 - улучшение

По табл. П 13 с.72 [1], выбираем для изготовления зубчатых колес сталь.

Сталь 40Х

Назначаем твердость по табл. П 13 с.72 [1]

HB=340

Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.

σн1 = (σнlimb1*kнσ1) / Sн

σн2 = (σнlimb2*kнσ1) / Sн, где

Sн – коэффициент запаса, определяется по табл. П 13 с.72 [1]

Sн = 1.1

σнlimb – базовый предел контактной выносливости, определяется по табл. П13 с.72 [1]

σнlimb1(2) = 750мпа

σн1(2) = 612мпа

kнσ1(2) = 6√Nно1(2) / Nнe1(2), где

Nно – базовое число циклов, определяется по рис. 4.1а с.13 [1] в зависимости от твердости.

Nнe – практическое число циклов

Nнe1(2) = 60*n1(2)*10³*L(k³max*lmax + k³1*l1 + k³2*l2 + k³3*l3), где

L – срок службы редуктора

lmax = 0,005

k1 = 1; k2 = 0.6; k3 = 0.4

l1 = 0.4; l2 = 0.2; l3 = 0.3

Nнe1 = 60*569*10³*20*(2³0.005 + 1³*0.4 + 0.6³*0.2 + 0.4³*0.3) = 340000000

ki = Ti / Tн

Т.к. Nнe1(2) > Nно1(2) , то kнσ1(2) = 1

Определяем допускаемое расчетное контактное напряжение.

[σ]н = (σн1 + σн2)*0,45

[σ]н = (682+682)*0,45 = 584

Определяем допускаемые напряжения изгиба

[σ]f1 = σf*limb1*kfl1 / Sf [σ]f1 = 682*1 / 1.55 = 350

[σ]f2 = σf*limb2*kfl2 / Sf [σ]f2 = 682*1 / 1.55 = 359

3.2 Проектный расчет зубчатых передач

Определяем межцентровое расстояние из условия контактной прочности рабочей поверхности зубъев.

aw ≥ 430*(Uз + 1) 3√ T2*kнβ / [σ]²н*ψва*U²з,где

kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубьев;

kнβ = 1,05÷1,15;

ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса;

ψва = 0,1÷0,6

aw ≥ 430*(3,5 + 1) 3√ 160*1,15 / (682)²*0,5*3,5² = 112

Значение aw выбираем из ряда:

90; 100; 112; 125; 140; 160; 180.

аw = 112мм

Определяем модуль зацепления

m = 2мм так как улучшение по ряду на с.16

Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.

zΣ = 2*aw*cosβ’ / m, где

cosβ’ = 0,96÷0,98

cosβ’ = 0,98

zΣ = 2*112*0,98 / 2 = 110

Уточняем угол наклона зубьев.

cosβ = m* zΣ / 2aw

cosβ = 2*110 / 2*112= 0,982

β° = arcos(cosβ)

β° = 10.9°

Находим число зубьев шестерни:

z1 = zΣ / (Uз + 1)

z1 = 110/ (3,5 + 1) = 24.45

Полученное число округляем до ближайшего целого z1≈25

z2 = zΣ - z1

z2 = 110 – 25 = 85

Уточняем передаточное число:

U’з = z2 / z1

U’з = 85 / 25 = 3,4

Погрешность составляет:

δ = (Uз - U’з) / Uз * 100%

δ = (3.5 – 3.5) / 3.5 *100% = 2.86%

Определяем начальные диаметры зубчатых колес:

dw1 = m*z1 / cosβ

dw1 = 2*25/0.98 = 50

dw2 = m* z2 / cosβ

dw2 = 2*85/0.98 =174

Проверка:

аw = (dw1 + dw2) / 2

аw = (50 + 174) / 2 = 112 (верно)

Определяем диаметры окружностей выступов колес:

da1 = dw1 + 2m(1 + x1)

da1 = 50 + 2*2*(1) = 54

da2 = dw2 + 2m(1 + x2)

da2 = 174 + 2*2*(1) = 178

Определяем диаметры окружностей впадин колес:

df1 = dw1 - m(2.5 - 2x1)

df1 = 50 – 2*(2.5) = 45

df2 = dw2 - m(2.5 - 2x2)

df1 = 178 – 2*(2.5) = 173

Определяем ширину зубчатых колес:

B1 ≥ ψbа*аw

B1 ≥ 0.5*112 = 56

B2=B1+(4-6)=56+4=60

Определим линейную скорость колес:

V = (π* dw1*n1) / (60*1000)

V = (3.14*50*569 / 60000 = 1.5 [м/с]

По табл. П 14 с. 73 [1], назначаем степень точности изготовления колес – 8

Определяем силы в зацеплении

окружные силы

Ft = - Ft = (2000*T1) / dw1

Ft = - Ft = (2000*50) / 50 = 2000 [H]

радиальные силы

Fr = - Fr1 = Ft*tgα / cosβ

Fr = - Fr1 = 2000*0.363 / 0.98 = 739 [H]

Fr1 = 6330.8 [H]

осевые силы

Fa1 = - Fa2 = Ft*tgβ

Fa1 = - Fa2 = 2000*tg11° = 383 [H]

3.3 Проверочные расчеты зубчатой передачи

3.3.1 Определяем фактических контактных напряжений

σн = zм*zн*zε*√[(2000*T1*kнβ*kнv) / d²w2*b] * [(U’з + 1) / U’з] ≤ [σ]н

где zм – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес. Для стали zм = 275;

zн – коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых эвольвент

zн = 1,76*√cosβ = 1.76

zε – коэффициент, учитывающий перекрытие

zε = √ 1 / εα, где εα – коэффициент торцевого перекрытия

εα = [1.88 – 3.2(1-x1/z1 + 1+x2/z2]*cosβ

εα = [1.88 – 3.2 (1/25 + 1/110]*0.98 = 1.73

zε = √1/1.73 = √0.76

kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4.2а с.21 [1], в зависимости от коэффициента ширины колеса.

kнβ = 1,2

kнv – динамический коэффициент, определяется по табл. П16 с. 74 [1]

kнv = 1,01

σн = 275*1,76*0,76*√[(2000*50*1.09*1.01) / 50²*60] * [(3.4 + 1) / 3.4] = 371.3 < [σ]н

3.3.2 Определяем фактических напряжений изгиба

Определяем коэффициент формы зубьев шестерни и колес.

YF1 YF2 из рис.4.3 с.21 [1], в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес.

zv1 = z1 / cos³β = 25

zv2 = z2 / cos³β = 85; => YF1 = 3.98 YF2 = 3.72

Фактическое напряжение изгиба для более слабого колеса

σF2 = Ft*YF2*kFβ*kFV*Yβ / b*m ≤ [σ]F2 = 483.9, где

kFβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4а с.20 [1]

kFβ = 1,15

kFV – определяется по табл. П 16 с. 74 [1]

kFV = 1, 1

Yβ – коэффициент наклона контактной линии

Yβ = 1 – (βº / 140) = 1 – (11 / 140) = 0.92

[σ]F1 = (2000*3,98*1,15*1, 1*0,92) / 56*2 = 100

[σ]F2 = 88

4. Конструирование основных деталей редуктора

4.1 Конструирование валов

4.1.1 Ведущий вал

Определяем диаметр хвостового вала из условия кручения.

db1 ≥ 10 3√ T1 / 0.2*[τ], где

τ – допускаемое напряжение кручения

[τ] = 18÷28

db1 = 22мм

Назначаем диаметр уплотнения

dy1 > db1

dy1 = 25

По табл. П 41 с. 94 [1], выбираем манжету резиновую армированную

D = 42; h = 10

Назначаем диаметр под подшипник

dп1 > dy1

По табл. П 20 с. 79 [1] выбираем шариковый радиально упорный подшипник легкой серии (по внутреннему диаметру)

dп1 = 30; D = 62; B = 16;

Назначаем диаметры буртов

dб1 = dп1 + 2r

dб1 = 40

4.1.2 Ведомый вал

По табл. П 17 с. 75 [1], выбираем соединительную муфту МУВП, в зависимости от крутящего момента на ведомом валу.

Т2 = 160

Тм ≥ Т2

Тм = 240

Назначаем диаметр хвостовика вала, db2 равен внутреннему диаметру муфты

db2 = 32мм

По табл. П 41 с. 91 [1], выбираем уплотнения, таким образом, чтобы:

d > db2

d = 52; D = 72; h = 12

Назначаем манжету резиновую армированную

d=35 D = 58 h = 10

Назначаем диаметр под подшипник

dп2 > dy2

dy2 = 35 D = 58 h = 10

dп2 = 40;

По табл. П 20 с. 79 [1], выбираем радиально упорный шарикоподшипник:

D = 80; B = 18

Определяем диаметр вала под зубчатым колесом

dk = dп2 + 2*r

dk = 40 + 2*3 = 46

dб2 = dk + 2÷4

dб2 = 50

4.2 Расчет шпоночных соединений

4.2.1 Шпонка ведущего вала

По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем габариты шпонки, в зависимости от диаметра хвостовика вала db1

Т.к. db1 = 22 => b = 8; h = 7; t1 = 4; t2 = 3.3

Определяем рабочую длину шпонки из условия прочности на смятие:

lp1 ≥ (2000*T1) / db1*[σ]см*(h – t1), где

[σ]см – допускаемое напряжение смятия

[σ]см = 80÷160 [Н/мм²]

lp1 ≥ 2000*50 / 22*130*(7 – 4) = 11.65

Требуемая длина шпонки

l'ш1 ≥ lp1 + b

l'ш1 ≥ 11.65+8

l'ш1 =19.65

По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем:

lш ≥ l'ш1

lш = 20

4.2.2 Расчет шпонки ведомого вал

По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем габариты шпонки, в зависимости от диаметра вала под ведущим колесом dk

dk = 46 => b = 14; h = 9; t1 = 5.5; t2 = 3.8

Определяем рабочую длину шпонки:

lp2 ≥ (2000*T2) / dк*[σ]см*(h – t1)

lp2 ≥ 2000*160 / 46*130*(9 – 5.5)

lp2 ≥ 17.64

Требуемая длина шпонки

l'ш2 ≥ lp2 + b

l'ш2 ≥ 17.64+14

l'ш2 ≥ 31.64

По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем:

lш2 ≥ l'ш2

lш2 = 32

Шпонка под муфту

db2 = 32мм

b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3.3

lp2 = 25.65

lш2 =25.65 +10 =35.65

lш2 = 36

Выбор муфты

Т2 = 160 выбираем размеры муфты по табл. П17 СТР 75:

d = 32; D = 140; D1 = 130; D0 = 100; D3 = 27; d1 = 70; L = 165; L1 = 80; L2 =66; l1 = 32; l2 = 35; l3 = 20; l = 16; b = 5; dп =14; dp = М10;

4.3 Конструирование зубчатого колеса

Высота головки зуба ha = m hf = 1.25 m ; m = 2;

Диаметры вершин зубьев

da1(2) = d1(2) +2m(1+x); da1 = 54; da2= 178;

df = d1(2) – 2m(1.25-x); df1 = 45; df2 = 170;

lст1(2) = (1:1.5) dk1(2); lст1 = 69; lст2 = 54;

4.4 материалы и выбор типа смазывания

В среднескоростных передачах, не имеющих герметичных картеров, можно применять пластичное внутришарнирное или капельное смазывание. Пластичное внутришарнирное смазывание осуществляют периодическим, через 120...180 ч, погружением цепи в масло, нагретое до температуры, обеспечивающей его разжижение. Пластичный смазочный материал применим при скорости цепи до 4 м/с, а капельное смазывание - до 6 м/с. В передачах с цепями крупных шагов предельные скорости для каждого способа смазывания несколько ниже. При периодической работе и низких скоростях движения цепи допустимо периодическое смазывание с помощью ручной масленки (через каждые 6...8 ч). Масло подается на нижнюю ветвь у входа в зацепление со звездочкой. При капельном ручном, а также струйном смазывании от насоса необходимо обеспечивать распределение смазочного материала по всей ширине цепи и попадание его между пластинами для смазывания шарниров. Подводить смазку предпочтительно на внутреннюю поверхность цепи, Откуда под действием центробежной силы она лучше подается к шарнирам. В зависимости от нагрузки для смазывания цепных передач применяют масла индустриальные И-Г-А-46...И-Г-А-68, а при малых нагрузках Н-Г-А-32.

Для ответственных силовых передач следует по возможности применять непрерывное картерноё смазывание видов:

а) окунанием цепи в масляную ванну, причем погружение цепи в масло в самой глубокой точке не должно превышать ширины пластины; применяют до скорости цепи 10 м/с во избежание недопустимого взбалтывания масла;

б) разбрызгивание с помощью специальных разбрызгивающих выступов или колец и отражающих щитков, по которым масло стекает на цепь, применяют при скорости 6...12 м/с в случаях, когда уровень масла в ванне не может быть поднят до расположения цепи;

в) циркуляционное струйное смазывание от насоса, наиболее совершенный способ, применяют для мощных быстроходных передач;

г) циркуляционное центробежное с подачей масла через каналы в валах и звездочках непосредственно на цепь; применяют при стесненных габаритах передачи, например, в транспортных машинах;

д) циркуляционное смазывание распылением капель масла в струе воздуха под давлением; применяют при скорости более 12 м/с.

В данном случае мы выбрали непрерывное картерное смазывание с непосредственным окунанием в масляную ванну