Курсовой проект
По дисциплине Механика 2.2
Вариант № 7
Привод ленточного конвейера сушилки
Работу выполнил
студент группы 5А42____________________________Денисов М.А.
Руководитель:
преподаватель доцент____________________________Пашков Е.Н.
Томск, 2016
Техническое задание
По заданной схеме спроектировать привод ленточного конвейера сушилки
Влажный материал |
Сухой материал |
7 |
1- Бункер 2- Пресс-валик 3- Сушильный валец 4- Конвейер 5- Нож съемный 6- Сушилка 7- Ленточный конвейер 8- Приводной барабан 9- Цепная передача 10- Муфта 11- Электродвигатель 12- редуктор |
Ft |
Исходные данные:
Окружное усилие на барабане 8 Ft=4 кН
Окружная скорость барабана 8 V=1,5 м/с
Диаметр барабана 8 D=220 мм
Срок службы t=12 тыс.час.
Привод нереверсивный, нагрузка постоянная
Задание выдано «» февраля 2016 г. доцент каф. ТПМ Пашков Е.Н.
Содержание
Оглавление
|
|
ВВЕДЕНИЕ. 4
1. Энергокинематический расчет привода и выбор двигателя. 5
2. Расчет закрытой зубчатой передачи (расчет зубчатых колес редуктора). 6
3. Предварительный расчет валов редуктора. 10
4. Конструктивные размеры шестерни и колеса. 11
5. Элементы корпуса редуктора из чугуна. 12
6. Расчет цепной передачи. 13
7. Проверка долговечности подшипника. 15
8. Проверка прочности шпоночных соединений. 20
9. Уточненный расчет валов. 21
10.Выбор сорта масла. 24
11.Сборка редуктора. 25
ЗАКЛЮЧЕНИЕ. 27
СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ.. 29
ВВЕДЕНИЕ
Редуктор - это механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, заключенный в отдельный закрытый корпус. Редуктор предназначен для понижения числа оборотов и, соответственно, повышения крутящего момента.
Редукторы делятся по следующим признакам:
по типу передачи - на зубчатые, червячные или зубчато-червячные:
– по числу ступеней – на одноступенчатые (когда передача осуществляется одной парой колес), двух–, трех– или многоступенчатые;
– по типу зубчатых колес – на цилиндрические, конические, или коническо – цилиндрические;
– по расположению валов редуктора в пространстве – на горизонтальные, вертикальные, наклонные;
– по особенностям кинематической схемы – на развернутую, соосную с раздвоенной ступенью.
В данном курсовом проекте будет выполнены расчеты привода барабанного смесителя со шнековым питателем, который состоит из клиноременной передачи, редуктора, двигателя и рабочего вала соединенного с редуктором посредством муфты.
Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.
|
|
|
1.
Энергокинематический расчет привода и выбор двигателя
Лист
Изм.
Лист
№ докум
Подпись
Дата
Требуемая мощность двигателя рассчитывается по формуле (1), где - мощность рабочей машины, - общий КПД привода. КПД муфты ηм=0,98; КПД закрытой зубчатой передачи ηз.з.=0,97; КПД цепной передачи ηц=0,93; КПД подшипников качения ηпк=0,99(табл. 1.1[1,с.5])
(1.1)
Из справочника [1, c.390] по требуемой мощности принимаем двигатель асинхронный серии 4А закрытый обдуваемый 132М6. Технические характеристики электродвигателя: номинальная мощность Pном=7,5 кВт; синхронная частота вращения nc=1000 мин-1; скольжение s=3,2 %(ГОСТ 19523-81).
Номинальная скорость вращения двигателя
(1.2)
Общее передаточное число привода
(1.3)
Из условия, что общее передаточное число зависит от передаточных чисел закрытой зубчатой и цепной передачи соотношением (2), также принимая значение зубчатой передачи в пределах Uз.з.=4..6, то найдем значение передаточного числа цепной передачи. Полагая Uз.з=4
(1.4)
(1.5)
Рассчитываем мощности на валах привода
(1.5)
(1.6)
(1.7)
Частоты вращения валов
(1.8)
(1.9)
Угловые скорости валов
(1.10)
|
(1.11)
Результаты расчетов частот вращения, угловых скоростей и вращающих моментов на валах приведены в таблице 1
Таблица 1
Вал 1 | n1=968 об/мин | ω1=101,3 рад/с | T1=65,673 Н∙м |
Вал 2 | n2=242 об/мин | ω2=25,33 рад/с | T2=252,213 Н∙м |
Вал 3 | n3=100 об/мин | ω3=10,47 рад/с | T3=561,79 Н∙м |
Расчет закрытой зубчатой передачи (расчет зубчатых колес редуктора)
Условие расчета – передача зубчатая косозубая. Так как условием задания не заданы габариты передачи, то выбираем материалы со средними механическими характеристиками. Выбираем сталь 30хГС как сталь с повышенными прочностными характеристиками по отношению к стандартной стали 45. Характеристики стали 30хГС: предел прочности σb=1020 МПа; твердость HB=260; предел текучести σт=840 МПа; термообработка – улучшение.
- для шестерни – сталь 30хГС, термическая обработка – улучшение, твердость HB1=260
- для колеса – сталь 30хГС, термическая обработка – улучшение, твердость HB2=230
Допустимые контактные напряжения рассчитываются по формуле (2.1)
(2.2), где σHlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов; KHL=1 – коэффициент долговечности; [SH]=1,1 – коэффициент безопасности.
Для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее HB=350 и термической обработкой (улучшением) . (2.2) При числе циклов больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, коэффициент долговечности KHL принимается равным 1.
Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение рассчитывается по формуле (2.3)
(2.3)
|
(2.4)
Для колеса
Тогда расчетное допустимое контактное напряжение
(2.5)
Проверка условия [σH]≤1,23[σH2].
458,18 МПа ≤ 1,23∙481,818=591,851 – условие выполнено
Коэффициент KHβ, учитывающий неравномерность нагрузки по ширине венца, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, принимается выше рекомендуемого, так как со стороны передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведущего вала и ухудшающие контакт зубьев. Предварительно принимаем значение KHβ=1,25
|
|
Для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию
, где ψba=0,25÷0,63. (2.6)
Принимаем
Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев рассчитывается по формуле (2.7)
(2.7), где Ka=43 – коэффициент, учитывающий косозубость передачи; – передаточное число редуктора;
Нормальный модуль зацепления принимается по следующей рекомендации
мм (2.9)
Принимаем
Принимаем предварительно угол наклона зубьев β=10º и рассчитывается число зубьев шестерни по формуле (6)
(2.10)
Принимаем z1=27, тогда
Уточняем угол наклона зубьев
(2.11)
|
· Диаметры делительные
(2.12)
Выполняем проверку соотношения
· Диаметры вершин зубьев
(2.13)
· Ширина колеса и шестерни
(2.14)
(2.15)
Коэффициент ширины шестерни по диаметру
(2.16)
Окружная скорость колес и определение степени прочности передачи
(2.17)
При такой скорости (до 5 м/с) для косозубых колес следует принять 8 степень точности, при этом KHv=1,05÷1,10.
Коэффициент нагрузки . Значение KHβ при ψbd=1,089 при симметричном расположении колес относительно опор принимаем равным
KHβ=1,04; коэффициент KHα при окружной скорости V=2,836 и 8 степени прочности принимаем равным KHα=1,09; коэффициент KHv принимаем равным KHv=1,05.
Тогда
Проверка контактных напряжений
(2.19)
|
· Окружная сила
(2.20)
· Радиальная сила
(2.21)
· Осевая сила
(2.22)
Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле (7)
(2.23), где KF=KFβ∙KFv, где KFβ=1,1 при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор и при твердости HB≤350, KFv=1,1 при 8 степени прочности и окружной скорости до 3 м/с для косозубых передач; YF – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv
Для шестерни (2.24)
|
|
Для колеса (2.25)
Таким образом, ; YF1=3,80; YF2=3,60
Допускаемое напряжение . Для стали 30хГС твердостью HB≤350 . . Тогда
Допускаемые напряжения для шестерни и колеса
Для шестерни ; для колеса
Находим соотношения
Для шестерни
Для колеса
|
(2.26)
(3.27) где для средних значений коэффициента торцового перекрытия и 8 степени точности
Проверяем прочность зуба колеса
Условие прочности выполнено.