Расчет редуктора. КР ЛИТВИН 2103. Разработка привода скребкового конвейера

• Название: Разработка привода скребкового конвейера
• Анкор: Расчет редуктора
• Дата: 15.05.2022
• Размер: 1.27 Mb.
• Имя файла: КР ЛИТВИН 2103.docx
• Тип: Исследование; #529799
• страница: 1 из 4

М ИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
САНКТ-ПЕТЕРБУРГСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ

АРХИТЕКТУРНО-СТРОИТЕЛЬНЫЙ

УНИВЕРСИТЕТ
Факультет: Автомобильно-дорожный

Курсовая работа по дисциплине:

«Исследование и проектирование ПТСДСиО»

на тему:
«Разработка привода скребкового конвейера»


Выполнил студент

группы 1-НТТСс-5
_____________­­­­­____ Махов В.Е.

Проверил преподаватель:
_________________ Литвин Р.А.


2022

СОДЕРЖАНИЕ

1.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ………………………………………………………….….3

2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА……………………….….4

3.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ……………………………..…...9

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ ВАЛОВ И ОСЕЙ………………………………………....23

5. ПОДБОР И РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ…………………………....33

6.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ШПОНОЧНЫХ И ШЛИЦЕВЫХ СОЕДИНЕНИЙ………38

ПРИЛОЖЕНИЕ




1.ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Рис. 1. Схема привода: 1 – электродвигатель; 2 – муфта упругая втулочно-пальцевая; 3 – редуктор червячный (с нижним расположением червяка); 4 – муфта кулачково-дисковая; 5 – цепная передача; 6 - приводной вал; 7 - приводная звездочка

Таблица 1. Исходные данные


2. ЭНЕРГО-КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Механический привод предназначен для передачи мощности от двигателя к рабочему органу с изменением силовых и кинематических па- раметров движения. Он включает в себя двигатель, рабочий орган и пере- даточные механизмы (передачи). Передачи (редукторные) предназначены для снижения частоты вращения и увеличения вращающего момента; муфты ‒ для соединения концов валов и компенсации несоосности осей валов. Упругокомпенсирующие муфты также гасят вибрации. Передаточное отношение привода определяется как произведение передаточных отношений механических передач, входящих в привод и соединенных последовательно.

Задачами расчета являются: подбор асинхронного электродвигателя для обеспечения заданных кинематических и силовых параметров вращения приводного вала; определение передаточных отношений передач, входящих в привод, частот вращения, угловых скоростей, мощностей и вращающих моментов на валах привода. Схема привода задана.

1. 
   Рассчитываем мощность P_вых на приводном валу:
   

Мощность на приводном валу может быть определена по формуле

^Pвых ^{ T }вых ^,

где Т – момент на приводном валу, Н∙м; ω_вых – угловая скорость вращения приводного вала, с ¹.

Угловая скорость вращения приводного вала



Отсюда следует, что угловая скорость вращения приводного вала равна



Момент и окружная сила имеют зависимость T = F_t ∙ R, где R – ра- диус рабочего органа приводного вала (барабана, делительной окружности звездочки, делительного диаметра зубчатого колеса и т. д.).

Диаметр средней окружности звездочек цепных и скребковых кон- вейеров D_зв, мм, можно найти по формуле:





Так как на приводном валу установлены две звездочки то мощность удваивается:

2. 
   Рассчитаем общий (ориентировочный) КПД привода. Он опре- деляется как произведение КПД всех элементов привода, соединенных по- следовательно. КПД муфт, передач и подшипников. Для червячной передачи предварительно рассматривается худший (по потерям мощности) случай и принимаем η = 0,7
   

- (КПД упругой муфты), ; - КПД передачи (червячный редуктор); ; - КПД кулачковой муфты, , - КПД одной пары подшипников качения, = 0,99; k – количество пар подшипников, k = 5; ; - КПД цепной передачи-

3. 
   Находим требуемую (желаемую) мощность электродвигателя:
   

4. 
   Предварительное передаточное отношение привода , согласно за- данной схеме,
   

Где -ориентировочное передаточное отношение червячной передачи, ; (Для червячной передачи предварительно рекомендуется принимать i = 30) - ориентировочное передаточное отношение цепной передачи, .

5. 
   Определяем требуемую (желаемую) частоту вращения вала элек- тродвигателя nэ.ж:
   

6. 
   По двум параметрам – требуемой мощности электродвигателя Pэ.ж и требуемой частоте вращения вала электродвигателя nэ.ж – подбираем асинхронный электродвигатель.
   

Двигатель выбирается с ближайшей большей номинальной мощностью P_н и ближайшим значением частоты вращения n_дв.

Принимаем двигатель 4А100S4У3 с номинальной мощностью

P_н =3,0 кВт и частотой вращения вала двигателя n_дв = 1435 мин^‒1.

7. 
   Корректируем общее передаточное отношение привода i:
   

Далее корректируем передаточные отношения по ступеням (пере- дачам). Предварительно предполагалось, что передаточное отношение привода будет равно 90. Однако с учетом выбранного двигателя необходимо, чтобы произведение передаточных отношений двух передач привода было равным 94,6. Для второй передачи привода (цепной) iп2 = 3, а для первой(червячной) передачи iп1 = i/(iп2) = 95.6/3 = 31,8.

Выполняем проверку:



Погрешность (< 1 %) - считаем допустимой.

8. 
   Определяем мощности на валах привода по следующей формуле:
   

где – мощность на j-м валу, Вт; – мощность на j – 1 (предыдущем) валу, Вт; – КПД элементов привода, расположенных на j-м валу.

Если рассматривается первый вал (вал двигателя, j = 1), то вместо Pj‒1 подставляется значение Pэ.ж.

Таким образом,









Выполняем проверку. Должно обеспечиваться равенство P_IV = P_вых (с точностью до целых), т. е. мощность на последнем валу привода должна быть равна мощности. Проверка выполняется.

9. 
   Находим частоты вращения валов привода по формуле nj = nj‒1/il, где il – передаточное отношение передачи, ведомый элемент которой (колесо, шкив, звездочка и др.) установлен на j-м валу.
   

Для проверки сравниваем полученное значение частоты вращения приводного вала (вала IV) со значением исходным. Погрешность, равную 0,01 мин^–1, считаем допустимой (< 1 %). Проверка выполняется.

10. 
    Вычисляем угловые скорости вращения валов привода:
    

11. 
    Определяем вращающие моменты на валах привода Tj = Pj/ωj:
    

3.ПРОЕКТИРОВАНИЕ ЧЕРВЯЧНЫХ ПЕРЕДАЧ

1. Определяем число заходов червяка и число зубьев червячного колеса

Так как передаточное отношение i> 30,то рекомендуемое число заходов червяка – 1

Число зубьев колеса



2. Вычисляем скорость скольжения по формуле:



3. Выбираем в качестве материала червяка сталь 40X, закалка до 54 HRC, витки шлифованные и полированные.

По таблице 2 определяем материал для зубьев червячного колеса

Таблица 2. Материалы зубьев червячного колеса

Скорость скольже- ния υск, м/с	Группа материалов	Марка материала	Способ отливки	σT, МПа	σВ, МПа
5…25	1 (оловянные бронзы)	БрО10Ф1	В песок	120	200
		БрО10Ф1	В кокиль	150	260
		БрО10Н1 Ф1	Центро- бежный	170	290
2…5	2 (алюминиево- железистые бронзы)	БрА9Ж4	В песок	200	400
≤ 2	3 (чугун серый)	СЧ15	‒		320*
		СЧ18	‒		360*
		СЧ20	‒		400*

Принимаем материал – алюминиево-железистую бронзу БрА9Ж4 (отливка в песок)

3.1 Определяем допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения зависят от группы материала червячного колеса.

Допускаемое контактное напряжение [σ_Н] при базовом числе цик- лов 10⁷, если червяк шлифуется и полируется,

0
^_Н

 _0,85...0,9_ σ_B,

где σ_B– предел прочности (см. табл.2);

если червяк не подвергается финишной обработке

Определяем коэффициент, учитывающий скорость скольжения, по табл. 3.

^{Табл. 3. К определению коэффициента С}υ

υск, м/c	≤ 1	2	3	4	5	6	7	≥ 8
Сυ	1,33	1,21	1,11	1,02	0,95	0,88	0,83	0,8

Находим эквивалентное число циклов нагружения по формуле

t_  L K_D K_s8  5 255 2 8  20400 ч.

где t‒ ресурс работы передачи в часах; μ_H‒ коэффициент режима работы (табл.4).

^{Табл. 4. К определению коэффициентов μ}H^{и μ}F

Типовой режим нагружения	μH	μF
0 (постоянный)	1,0	1,0
I (тяжелый)	0,416	0,2
II (средний равновероятный)	0,2	0,1
III (средний нормальный)	0,121	0,04
IV (легкий)	0,081	0,016
V (особо легкий)	0,034	0,004

Коэффициент долговечности:



Допускаемые контактные напряжения :

_σ_H  C_υ _σ_H  K_HL _σ_H

В рассматриваемом случае червяк шлифуется и полируется



Эквивалентное число циклов:

N_HE  0,121  60  1435 20400 21 10⁷  25 10⁷ .

Коэффициент долговечности





_σ_H  C_υ _σ_H  K_HL 0,95348  0,68 224,8МПа  600МПа

3.2.Определяем допускаемые напряжения изгиба.

Эквивалентное число циклов нагружения (по напряжениям изгиба)



Проверяем выполнение условия

Условие выполняется.



Коэффициент долговечности по напряжениям изгиба:



Допускаемые напряжения изгиба для материалов первой и второй

групп









3.3.Проектный расчет передачи

Определяем ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка qпо формуле:



Коэффициент диаметра червяка qпринимаем по табл. 5. Он связан с модулем m. Принимаем предварительно q′= 10

Таблица 5.Рекомендуемые значения m и q

m, мм	2	2,5; 3,15; 4; 5	6,3; 8; 10; 12,5
q	8	8; 10; 16; 12,5; 16; 20	8; 10; 14; 16; 12,5; 16; 20

При этом отношение находится в рекомендуемых пределах (0,25…0,4).



Определяем межосевое расстояние (предварительно):



где Eпр ‒ приведенный модуль упругости, Мпа

Тогда

Принимаем

Определяем модуль m  (предварительно):



По ГОСТ 19672-74 (см. табл..5) назначаем ближайший больший модуль m = 6.3 мм (соответствующий принятому q) и находим необходимый коэффициент смещения:



Так как эта величина лежит в пределах ‒1 ≤ x ≤ 1, выбранные параметры aw = 125 мм, m = 6.3 мм и q = 10 оставляем для данной передачи.

Делительные диаметры червяка и червячного колеса соответственно:







Определяем угол подъёма винтовой линии:



Окружная скорость червяка:



Уточняем величину скорости скольжения:



3.4.Проверочные расчеты червячной передачи

Проверяем прочность зубьев по контактным напряжениям по формуле:





Режим нагружения можно уточнить по табл. 4.4. Для приведенного примера режим нагружения III нормальный по условию. Тогда X = 0,5.

В рассматриваемом случае коэффициент торцового перекрытия при коэффициенте смещения x равен -1, поэтому значение ε = 1,8 (принято из рекомендуемого диапазона 1,8…2,2)

Коэффициент концентрации нагрузки:



Коэффициент расчетной нагрузки:



Контактные напряжения:





Контактная прочность передачи обеспечена. Недогрузка составляет:



Проверяем прочность зуба по напряжениям изгиба по формуле



где F_t2 ‒ окружное усилие на колесе, Н; K_F ‒ коэффициент расчётной нагрузки. По формуле (4.26) K_F = 1,32; Y_F ‒ коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v; b2 – ширина зубчатого венца колеса, мм; m_n ‒ модуль в нормальном сечении, мм.

Эквивалентное число зубьев колеса



Коэффициент Y_F определяем по табл.8.



Интерполируя данные, получаем



Окружное усилие на червяке F_t1, равное осевому усилию на червячном колесе F_a2,





Окружное усилие на червячном колесе F_t2 , равное осевому усилию на червяке F_a1,



Радиальное усилие



Ширину червячного колеса принимаем по табл. 9



Имеем:



Нормальный модуль:

мм

Тогда прочность зуба по напряжениям изгиба:





3.5.Расчет геометрии передачи и оформление результатов

вычислений

Определяем недостающие геометрические параметры для построения чертежей червяка и червячного колеса.



Рис. 4. Геометрические параметры червячной передачи: 1 ‒ червяк; 2 ‒ червячное колесо

Диаметры вершин и впадин червяка:





Диаметры вершин и впадин червячного колеса:





Длину нарезанной части червяка b₁ определяем по табл. 11



Таблица 11. К определению длины b



В рассматриваемом случае :

Диаметр колеса d_ae2 определяем по формуле:







3.6.Тепловой расчет червячного редуктора

Коэффициент трения f в червячной передаче определяем по табл.13



При



Уточняем КПД червячной передачи по формуле:



При энерго-кинематическом расчете принимался КПД, равный 0,7. Так как при этом рассматривался худший случай, перерасчет не производим.

Количество теплоты, выделяющееся в передаче в секунду (тепловая мощность), определяем по формуле:



Мощность теплоотдачи:



где K ‒ коэффициент теплоотдачи. В закрытых помещениях при отсутствии вентиляции K = 8…10 Вт/(м2 ·°С). В помещениях с интенсивной вентиляцией K = 14…17 Вт/(м2 · °С). Принимаем K = 9; t₁ ‒ внутренняя температура редуктора (температура масла), °С.

Выбираем индустриальное редукторное масло, t₁ = 60…90 °С. Принимаем t1 = 75 °С; t₀ ‒ температура окружающей среды, °С.

Считаем, что средняя температура помещения (отапливаемого зимой) t₀ = 20 °С; А ‒ площадь поверхности охлаждения, м 2 . Ее значения ориентировочно можно определить как площадь редуктора, которая изнутри омывается маслом, а снаружи ‒ свободно циркулирующим воздухом А₀. Принимаем А = 0,78 м ² .

Мощность отводимая (теплоотдачи) должна быть равной или больше мощности выделяемой. Это условие теплового баланса. В рассматриваемом случае должно выполняться неравенство:



Условие теплового баланса не выполняется. Если данное условие не выполняется, то имеющегося охлаждения недостаточно. Необходимо: увеличивать поверхность охлаждения с помощью охлаждающих ребер; устанавливать дополнительные вентиляционные системы в помещении; применять обдув корпуса; использовать специальные циркуляционные системы смазки с охлаждением в холодильниках.

В рассматриваемом случае применяем охлаждающие ребра. Тогда площадь поверхности охлаждения:



где kp ‒ коэффициент охлаждения с помощью ребер; kp = 1 – для вертикальных ребер, kp = 0,5 ‒ для горизонтальных. Принимаем kp = 1; Ap ‒ площадь ребер, м2 . Принимаем Ap = 0,4 *A₀ = 0,4 * 0,78 = 0,312 м ²

Дополнительно устанавливаем интенсивную вентиляцию в помещении (K = 15). Тогда: