- •1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
- •2.2 Проектный расчёт быстроходной передачи
- •2.3 Проектный расчёт тихоходной передачи
- •3.1.2 Проверочный расчёт быстроходной передачи по напряжениям изгиба
- •3.2.2 Проверочный расчёт тихоходной передачи по напряжениям изгиба
- •6.2 Расчёт тихоходного вала редуктора на усталостную выносливость
- •7 Выбор и расчёт подшипников привода
- •8. Выбор и расчет соединений “вал-ступица”
- •9 Выбор соединительных муфт
- •10 Обоснование и выбор смазочных материалов
- •Заключение
Введение
Согласно заданию на курсовой проект необходимо спроектировать привод скребкового конвейера. Скребковый конвейер это транспортирующее устройство непрерывного действия, в котором перемещение насыпных грузов осуществляется по неподвижному желобу — рештаку, с помощью скребков, закрепленных на одной или нескольких тяговых цепях и погруженных в слой насыпного груза.
Привод состоит как из стандартных деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы, шестерни и др.).
Привод состоит из следующих основных элементов:
- электродвигатель – стандартный механизм, предназначен для преобразования электрической энергии в механическую;
- редуктор – нужен для повышения крутящего момента и понижения частоты вращения вала;
- муфта – предназначена для соединения валов, а также может служить для компенсации несоосности валов и динамических нагрузок;
- рама – сварная металлоконструкция, которая крепится к фундаменту или на другое основание и предназначена для установки на нее элементов привода.
1 Энерго-кинематический расчёт привода
Цель энергокинематического расчета – подбор электродвигателя и определение частот вращения и крутящих моментов на всех валах привода. Эти данные являются исходными данными для дальнейших проектных расчетов передач привода.
Схема привода представлена на рисунке 1.1.
1 - электродвигатель, 2 – муфта упругая, 3 - редуктор, 4- муфта жесткая, 5 – вал приводной со шнеком
Рисунок 1.1 – Схема привода
Исходные данные к расчету следующие:
Окружное усилие на звездочке Ft = 3,8 кН;
Окружная скорость звездочки V=0,6 м/с;
Число зубьев приводной звездочки z=11;
Шаг приводной цепи P= 76,2 мм;
Срок службы приврда 6 лет.
1.1 Подбор электродвигателя
Выбор электродвигателя осуществляется по мощности, требуемой для обеспечения передачи крутящего момента на приводном валу. Мощность на приводном валу, кВт рассчитывается по формуле:
Pро= k ·Tpo ωpo, (1.1)
где k - количество рабочих органов на приводном валу;
ωpo - угловая скорость рабочего органа, рад/с;
Tpo – вращающий момент, Н*м.
Pро=2·3,8·0,6=4,56 кВт.
Требуемую мощность электродвигателя, определим по формуле :
PДТР =РPO/o, (1.2)
где o – общий КПД привода.
Общий КПД определяется как произведение КПД элементов привода, т.е. по формуле [1]:
ηо= ηм.22 ·· ·, (1.3)
где ηм. - КПД муфты, ηм= 0,98;
ηз.к - КПД конической передачи, ηз.к = 0,95; ηз.ц.- КПД цилиндрической передачи, ηп.п.= 0,97;
ηп.п.- КПД пары подшипников, ηп.п.= 0,99.
Значения КПД взяты из таблицы 3.2, [1].
Общий к.п.д. привода:
=0,9820,950,970,994=0,85,
Тогда требуемая мощность электродвигателя:
PДТР= 4,56/0,85=4,36 кВт.
Определим частоту вращения рабочего органа:
nро=30 ωpo /π, (1.4)
nро=304,4/3,14=42,03 мин-1.
Определяем требуемую частоту вращения двигателя:
nДТР=nро(2…5)·(2…5), (1.5)
тогда: nДТР=42,03(2…5)·(2…5)=168,12…1050,75 мин-1.
Исходя из вычисленных значений PЭД и nЭД по таблице 16.7.1, [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S6У3 (ГОСТ 19523-81) с частотой вращения nДВ=950 мин-1 и мощностью Рэд=5,5 кВт.
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
Для определения частот вращения на валах привода окончательно назначим передаточные числа передач:
, (1.6)
где – реальная частота вращения электродвигателя,
Тогда: .
Так как привод содержит только закрытые передачи, то:
= = 22,6.
Определим передаточное отношение зубчатой передачи:
, (1.7)
.
Определим передаточное отношение редуктора:
, (1.8)
.
Определим частоты вращения на валах привода (обозначения валов соответствует обозначениям на рисунке 1.1):
Частота вращения на валу I:
n1=nд =950 мин-1.
Частота вращения на валу II:
n2=n1 = 950 мин-1.
Частота вращения на валу III:
n3= n2/iБ =950/4,5=211,11мин-1.
Частота вращения на валу IV:
n4= n3/ iт =211,11/5=42,22 мин-1.
Частота вращения на валу Ⅴ:
n5=n4=42,22 мин-1 .
Крутящие моменты на валах , Н·м определяются по формуле:
, (1.9)
где i – номер вала;
– мощность на i-ом валу, кВт;
– угловая скорость i-ого вала, с-1;
Рассчитаем мощности на валах привода:
Мощность на валу I:
Р1=РДТР=5,36кВт.
Мощность на валу II:
Р2=Р1мпп =5,360,980,99=5,2 кВт.
Мощность на валу III:
Р3=Р2кппп =5,20,950,99=4,89 кВт.
Мощность на валу IV:
P4= Р3 з.п.пп =4,890,950,99=4,59 кВт.
Мощность на валу V:
P5= Р4мп.п = 4,590,980,99=4,46 кВт.
Определим угловые скорости валов по формуле (1.3):
Угловая скорость вала I и II:
.
Угловая скорость вала III:
с-1.
Угловая скорость вала IV и V :
с-1.
Тогда крутящие моменты на валах:
Крутящий момент на валу I:
Т1=Р1/ω1=5360/99,43=53,9 Н∙м.
Крутящий момент на валу II:
Т2=Р2/ω2=5200/99,43=52,29 Н∙м.
Крутящий момент на валу III:
Т3=Р3/ω3=4890/21,15=231,2 Н∙м.
Крутящий момент на валу IV:
Т4=Р4/ω4=4590/3,99=1150,37 Н∙м.
Крутящий момент на валу V:
Т5=Р5/ω5=4460/3,99=1117,79 Нм.
2 Проектный расчёт передач редуктора
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
Для изготовления колёс и шестерен выбираем материал Сталь40Х ( МПа, МПа,).
Назначаем термообработку по таблице 8.7, [3]:
‑ для колес – улучшение до H = (230…270)HB.
Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле:
, (2.1)
где ‑ предел контактной выносливости, МПа;
‑ коэффициент безопасности;
‑ коэффициент долговечности.
Предел контактной выносливости рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [3]:
При улучшении
, (2.2)
где - средняя твёрдость материала, МПа.
Тогда, предел контактной выносливости для колес:
МПа.
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.
При улучшении для колес выбираем = 1,1.
При улучшении для шестерен выбираем = 1,1.
Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:
, (2.3)
где ‑ циклическая долговечность;
‑ эквивалентное число циклов.
Циклическая долговечность рассчитывается [2] по формуле:
.
Тогда,
для шестерен:
(2.4)
;
для колес:
.
Эквивалентное число циклов рассчитывается по формуле [2]:
, (2.5)
где ‑ коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [3] для легкого режима работы = 0,5);
‑ число зацеплений зуба за один поворот колеса (в нашем случае = 1);
‑ частота вращения, мин-1;
‑ расчётный срок службы, ч.
Расчётный срок , ч службы рассчитаем по формуле:
, (2.6)
где ‑ количество лет службы привода ( = 6);
‑ количество недель в году ( = 48);
‑ количество рабочих дней в неделю ( = 5);
– количество рабочих смен в день (=2);
‑ количество часов в смену (принимаем = 6);
ч.
Тогда,
‑ для шестерни:
;
‑ для колеса:
.
Коэффициент долговечности
‑ для шестерни:
;
‑ для колеса:
.
По рекомендациям [3] при <1 принимают = 1. Поэтому принимаем = 1, =1.
Допускаемые контактные напряжения:
‑ для шестерни: МПа;
‑ для колеса: МПа.
Так как коническая прямозубая передача величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:
, (2.7)
МПа.
Окончательно принимаем допускаемые контактные напряжения для передачи МПа.
Так как цилиндрическая косозубая передача величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:
, (2.8)
МПа.
Окончательно принимаем допускаемые контактные напряжения для передачи МПа.
Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:
, (2.9)
где ‑ предел выносливости по напряжениям изгиба, МПа;
‑ коэффициент безопасности;
‑ коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки;
‑ коэффициент долговечности.
Предел выносливости по напряжениям изгиба рассчитывается по формулам из таблицы 8.8, [3]:
Для колес при улучшении:
, (2.10)
МПа.
Для шестерен при улучшении:
.
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.
При улучшении для колеса выбираем = 1,75.
При закалке для шестерни выбираем = 1,75.
Коэффициент долговечности рассчитывается по формуле:
, (2.11)
где циклическая долговечность ( = 4·106 для всех сталей [3]);
‑ эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений изгиба рассчитывается по формуле:
, (2.12)
где ‑ коэффициент режима работы (по таблице 8.9, [3] для легкого режима работы = 1);
Тогда:
‑ для шестерн:
;
‑ для колеса:
.
Коэффициент долговечности:
‑ для шестерни
;
‑ для колеса
.
По рекомендациям [3] при <1 принимают = 1. Поэтому принимаем =1, = 1.
Коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки в нашем случае при одностороннем приложении нагрузки .
Тогда допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерни
МПа.
Для колеса
МПа.