Проектирование привода скребкового транспортера

• Название: Проектирование привода скребкового транспортера
• Дата: 22.05.2022
• Размер: 185.26 Kb.
• Имя файла: rgr_kopia.docx
• Тип: Документы; #543655

Министерство сельского хозяйства РФ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего образования

Пермский государственный аграрно-технологический университет

имени академика Д.Н. Прянишникова

Кафедра «деталей машин»

РАСЧЕТНО-ГРАФИЧЕСКАЯ РАБОТА

по дисциплине «Детали машин и основы конструирования»

на тему: «Проектирование привода скребкового транспортера»

Выполнил: студент

Группы АИб-23

Стратан Данил Анатольевич

Проверил:

Доцент Миллер В.Ф.

Пермь, 2022 г.

Содержание

1. 
   Расчет кинематических и энергетических параметров привода...............3
   
2. 
   Расчет конической прямозубой передачи редуктора...................................6
   
3. 
   Эскизная компоновка редуктора...................................................................10
   
4. 
   Проверочный расчет вала...............................................................................14
   

1. Расчет кинематических и энергетических параметров привода.

1.1 Общий коэффициент полезного действия привода.

Где _общ – общий КПД привода

_общ = _р ∙ ∙ _кп ∙ ­_ц = 0,96 ∙ ∙ 0,96 ∙ 0,9 = 0,8;

Где _р – КПД ременной передачи, _р = 0,96;

_п – КПД пары подшипников, _п = 0,99;

_кп -КПД конической передачи, _кп =0,96;

­_ц – КПД цепной передачи, ­_ц = 0,9; табл.4.1 [1, с.46]

1.2 Расчетная мощность двигателя.

Мощность на приводном валу

= F∙V = 2,8∙0,6 = 1,68 кВт,

Где F – окружное усилие на звёздочке конвейера, = 2,8 кН

V – линейная скорость зубьев звёздочки конвейера, = 0,6 м/с

Расчетная мощность двигателя

= = = 2,1 кВт

1.3 Оптимальная частота вращения и выбор двигателя.

Частота вращения приводного вала:

₌ = = 38,21 ,

Где D – средний диаметр приводной звездочки; D = 300 мм

Оптимальное передаточное число привода

= ∙ ∙ = (2…3) ∙ (3…6) ∙ (3…6) = (18…108),

где - оптимальное передаточное число ременной передачи, (2…3);

- оптимальное передаточное число конической передачи, (3…6);

- оптимально передаточное число цепной передачи, = (3…6); табл.4.2 [1, с.48]

Оптимальная частота вращения вала двигателя

= ∙ = 38,21 ∙ (18…108) = (687,78…4126,68)

По данным параметрам принимается электродвигатель асинхронный серии 4A80В2УЗ ГОСТ 19523-74 у которого = 2,2 кВт, = 2940 , = 22мм.

1.4 Фактические передаточные числа привода.

Общее передаточное число

= = = 76,94

Предварительно принимается для открытых передач:

= 4,5

= 4

Для конической передачи:

= = = 4,27

Принимается по ГОСТ 2185-66

= 4,5

Окончательно для открытых передач:

= 4

= 4,5

= = 3,79

1.5 Крутящие моменты и частота вращения на валах привода.

Моменты на валах электродвигателя

= 9950 ∙ = 9950 ∙ = 7,14 Н ∙ м

Моменты на валах быстроходного редуктора

= ∙ ∙ _рп ∙ _п = 7,14∙4,5∙0,96∙0,99 = 30,53 Н ∙ м

Моменты на валах тихоходного редуктора

= ∙ ∙ _кп ∙ _п = 30,53 ∙ 4,5 ∙ 0,96 ∙ 0,99 = 130,57 Н ∙ м

Моменты на валах приводного конвейера

= ∙ ∙ ­_ц ∙ ­_п = 130,57 ∙ 4 ∙ 0,9 ∙ 0,99 = 465,35 Н ∙ м

Частота вращения валов:

= = = 653

= = = 145,11

= = = 38,28

Отклонение:

Δn = ∙ 100% = ∙ 100% = -0,18% ≤[Δn=4%]

1.6 Ресурс работы привода.

= ∙ ∙ 365 ∙ ∙ 24 = 10 ∙ 0,7 ∙ 365 ∙ 0,35 ∙ 24 = 21000 ч,

Где – срок службы редукторы в годах,

, – коэффициенты использования оборудования в течении года и суток,

= 0,35;

2. Расчет конической прямозубой передачи редуктора.

2.1 Исходные данные:

Моменты на шестерне и колесе:

= = 30,53 Н ∙ м

= = 130,57 Н ∙ м

Частота вращения:

= = 653

= = 145,11

Передаточное число:

U = = 4,5

Срок службы:

= 21000 ч

2.2 Выбор материала и расчет допустимых напряжений.

Для шестерни и колеса принимается углеродистая сталь 40Х.

Термообработка – улучшение до твердости, (  260…280), (  230…260). [1, c.57]

Средняя твердость материала принимается

= 0,5 ∙ ( + )

= 0,5 ∙ (260 + 280) = 270

= 0,5 ∙ (230 +260) = 245

Допустимые контактные напряжения определяются по формуле [1, c.57]

= ,

где – базовая прочность материала, = 2 + 70;

= 2 ∙ 270 + 70 = 610МПа

= 2 ∙ 245 + 70 = 560МПа

– минимальный коэффициент запаса контактной прочности, при объемной закалке, ;

– коэффициент долговечности,

где – базовое число циклов нагружения зубьев;

– фактическое количество циклов, ;

для шестерни:

= = 822 780 000

для колеса:

= 60 ∙ 145,11 ∙ 1 ∙ 21000 = 182 838 600

где C – число зацеплений зубьев за один оборот колеса

коэффициент долговечности, при отношении принимается:

= = 0,82

= = 0,88

Окончательно:

= = = 454,72 МПа

= = = 448 МПа

К дальнейшим расчетам принимается минимальное значение

Допустимое напряжение на изгиб колес

= [1, c.62],

Где – базовая прочность зуба на изгиб, = 1,75 ;

– коэффициент запаса прочности при изгибе, ;

;

число циклов, для всех сталей,

= 278 МПа

= 252 МПа

2.3 Основные размеры передачи.

Внешний делительный диаметр колеса из условия прочности будет равен:

[1, c.81],

Где = 1,1…1,2;



Стандартные значения делительного диаметра и ширины зубчатого венца

по ГОСТ 27142-86 при U = 4,5 [1, с.83]

мм

= 30 мм

Окружная скорость зубьев по длительному диаметру:

V =

= 17



=

Внешний окружной модуль:

= = = 3,45 мм

Условие применения конической передачи ≥b = выполняется

Внешнее конусное расстояние:

= 0,5 ∙ = 0,5 ∙ = 171,05 мм

Внешний делительный диаметр шестерни:

= ∙ = 3,45 ∙ 18 = 62,1 мм

Среднее конусное расстояние:

= = 151,05 мм

Коэффициент относительной ширины колеса:

= = = 0,41

Средние делительные диаметры колес:

= (1 – 0,5 ∙ ) ∙ = (1 – 0,5 ∙ 0,41) ∙ 62,2 = 49,45 мм

= (1 – 0,5 ∙ ) ∙ = (1 – 0,5 ∙ 0,41) ∙ 280 = 222,6 мм

Средний окружной модуль:

m = = = 2,74 мм

2.4. Проверочный расчет передачи на контактную выносливость.

Коэффициент торцевого перекрытия зубьев:

= 1,88 – 3,2 ( + ) = 1,88 – 3,2 ( + ) = 1,68

= = = 1173 Н

= ∙ ∙ ∙ = 190 ∙ ∙ ∙ = 470 МПа

Где – коэффициент, учитывающий механические свойства, ;

– коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей, ;

– коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, для прямозубых колес, ;

Так как _, то условие прочности выполняется

= ∙ 100 = ∙ 100 = 5%

2.5. Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружные:

= = 1173

Радиальные:

= ∙ = 1173 ∙ ∙ = 89,66 Н

3. Эскизная компоновка редуктора.

3.1 Исходные данные.

= 30,53 Н ∙ м

= 130,57 Н ∙ м

= 22 мм

3.2 Основные размеры валов.

Быстроходный вал

Из условия прочности на кручение (рис. 3.1) диаметр хвостового вала, будет равен

= = 24,81 мм – с учетом диаметра вала двигателя

По ГОСТ 6636-69 ,

Где – дополнительное напряжение на кручение, в предварительных расчетах принимаем = 10Мпа



Рис. 3.1 Эскиз быстроходного вала.

Длина хвостовика

= 1,5 ∙ = 1,5 ∙ 24 = 36 мм

Длина шпоночного паза

= – (5…10мм) = 36-10 = 26мм

Для цилиндрического хвостовика принимается призматическая шпонка

=

Шпонка 10х8х40 ГОСТ 23360-78

= + (3…4) ∙ r = 60 мм [6, c.390],

Где r – размер фаски отверстия шкива; r = 1,5

Манжета 2 – 24х40 3 ГОСТ 8752-79 Табл. [1, с.193]

=

Резьба М27х1,5-6H.05.05 ГОСТ 11871-88

Диаметр уступа под подшипник:



Диаметр уступа после подшипника:

= 30+3 1,5 = 34,5мм

Подшипник 7212А ГОСТ 27365-87

d = 50мм

D = 110мм

T = 23,75мм

= 1,5мм

C = 91300 Н

= 70000 Н [25, с. 409]

Тихоходный вал



= 15Мпа

= 35,99 мм

По ГОСТ 6636-69 = 36 мм [5, с.389]



Рис. 3.2 Эскиз тихоходного вала.

Длина хвостовика:

= 1,5 ∙ = 54 мм

Длина шпонки

∙ (5…10) = 44 мм



Шпонка 10х8х40 ГОСТ 2360-78

Диаметр уступа под подшипник и манжету

по ГОСТ = 60 мм

Где r – размер фаски отверстия шкива, r = 1,5. [6, с.390]

Подшипник 7212А ГОСТ 27365-87

d = 50 мм

D = 110 мм

T = 23,75 мм

= 1,5 мм

C = 91300 Н

= 70000 Н [25, с.209]

Манжета 2-24х40-3 ГОСТ8752-79 табл. 11.8 [1, с.193]

Диаметр уступа после подшипника

= = 60 + 3 1,5 = 64,5мм

По ГОСТ 6636-69 [5, с.389]

3.3 Основные размеры корпуса редуктора.

Толщина стенки корпуса редуктора при литье

= 0,025 ∙ + 1 = 0,025 ∙280 + 1 = 6 мм

Зазор между колесами и внутренней стенкой редуктора

x = (1,1…1,2) ∙ δ = 10 мм

= 4 ∙ x = 4 ∙ 10 = 40 мм

Диаметр стяжного болта крышки и корпуса редуктора

= = 7,14мм = 10мм

По гост 7805-70 принимаем болт М10х1,5х6gх60

Ширина фланца

= δ + 2,3 ∙ = 8 + 2,3 ∙ 10 = 31мм

По ГОСТ 6636-69 = 31мм

Масштаб редуктора

М = = = 0,84

L = + 2 ∙ 4,79

Окончательно М 1:1

4. Проверочный расчет вала.

4.1 Исходные данные

, , – основные размеры тихоходного вала, , ,



Средний делительный диаметр колеса



Силы, действующие на вал:

Н







4.2 Расчет реакции опоры.

Вертикальная плоскость YOZ.



-

Тогда = = 2522,47





= = 78,86

Проверка.



78,86-1173+2522,47-1428,34= 0

Плоскость XOZ.



-

=

Равновесие относительно точки 3



-

=

=

Проверка.





4.3 Расчет изгибающих моментов в сечениях вала.

Плоскость YOZ.









= 30,84 Н ∙ м

Плоскость XOZ.







= -91,41 Н ∙ м

Суммарные изгибающие моменты в сечении вала.





Эквивалентный момент.



4.4 Проверочный расчет вала на статическую прочность.

Условие прочности при совместном действии изгибающего и крутящего момента имеет вид:



= = = 6,73

Где – осевой момент сопротивления кручения вала,

и [1, с.153]



Окончательно:



Список литературы

1. 
   Детали машин и основы конструирования/Под ред. М.Н. Ерохина. – М.: КолосС, 2005. – 462 с.: ил. – (Учебники и учебные пособия для студентов высш. учеб. заведений).