85749

Привод транспортера подачі матеріалів чи заготовок в цех на дільниці металообробки

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Згідно з кінематичною схемою привода визначаємо його загальне ККД: пасова передача червячна передача =09508=076. Визначаємо розрахункову потужність електродвигуна: За таблицею обираємо стандартний двигун синхр. Визначаємо оберти n потужності Р крутні моменти Т на валах та діаметри валів. Діаметр більшого шківа визначаємо за формулою: Стандартний діаметр по ГОСТ 1738373: 4.

Украинкский

2015-03-30

3.65 MB

1 чел.

ЗМІСТ

  1.  Призначення та область викорстання застосування приводу
  2.  Технічна характеристика
  3.  Опис та обгрунтування елементів конструкції
  4.  Розрахунок роботоздатності та надійності
  5.   Загальний розрахунок приводу
  6.   Розрахунок клипасової передачі
  7.   Розрахунок зубчатої передачі
  8.   Розрахунок валу редуктора та його підшипників
  9.  Організація роботи з використанням приводу
  10.  Очікувані техніко-економічні показники
  11.  Рівень стандартизації та уніфікації
  12.  Додаток
  13.  Література

  1.  Призначення та область використання приводу

Розроблений привод призначений для приведення в дію транспортера з метою подачі матеріалів чи заготовок в цех на дільниці металообробки, або транспортування готової продукції в складські чи під навантаження. Привод розрахований на тривалу роботу (t=14000 год), допускає короткочасне перевантаження до 200% і може бути використаний в закритих приміщеннях різнофахових виробництв.

  1.  Технічна характеристика.

Привод характеризується такими даними:

  1.  потужність на вихідному валу,  P= 8 кВт;
  2.  частота обертання вихідного валу, n= 25 ;
  3.  загальне передатне число u=116
  4.  ККД приводу
  5.  габаритні розміри, (ширина, довжина, висота);
  6.  вага приводу – не визначалась;
  7.  відхилень від стандарту немає.

  1.  Опис та обгрунтування конструкції та її елементів

Схему приводу зображено на рис. 4.1., привод складається з:

  1.  електродвигун;
  2.  клинопасова передача;
  3.  одноступінчастий редуктор;
  4.  муфта.

Pис 4.1

У приводі використано короткозамкнений асинхронний, як найбільш типовий і поширений електродвигун 4А112М4У3, потужність  та частота обертів  під навантаженням.

Клинопасова передача містить два шківа з 2 пасами та має передатне число    

Натяг пасів здійснюється переміщенням електродвигуна за допомогою передбачених для цієї мети гвинтів.

Редуктор складається (див. технічне креслення) з:

  1.  зтиснутих між собою деталей;
  2.  корпусу;
  3.  кришки;
  4.  два вали з зубчастими колесами;
  5.  підшипники – роликові, радіальні.

З метою уніфікації в редукторі використанні однотипні підшипники. В редуктор залито масло ТАП-1513 по ГОСТ 23659-91.

Змащування коліс та підшипників здійснюється розбризкуванням.  Відкриті обертові частини привода, з метою безпеки, мають огородження. Експлуатація приводу допускається при замкненому корпусі. Виникаючий при роботі шум не перевищує санітарну норму – . Розроблений привод відповідає вимогам техніки безпеки та виробничої санітарії.


4. Розрахунок роботоздатності та надійності

4.1. Загальний розрахунок привода

P=8кВт,

n=25,

Навантаження до 200%,

T=14000 год (термін служби привода).

Згідно з кінематичною схемою привода, визначаємо його загальне ККД:

,- пасова передача,- черв'ячна  передача,

=0,950,8=0,76.

4.1.2. Визначаємо розрахункову потужність електродвигуна:

 

За таблицею обираємо стандартний двигун (синхр. частота обертання

2900):4А132М2У3 [2].

- частота обертання під навантаженням

4.1.3. Визначення загального передаточного числа привода:

 

4.1.4. Розбиваємо по ступенях:

З таблиці 3.3 [2] обираємо  40

 

4.1.4. Визначаємо оберти n, потужності Р, крутні моменти Т на валах та діаметри валів.

Табл. 4.1.

Вал

Потужність кВт

Швидкість обертів,

Крутний момент,Нм

A

P=8

B

C

Вал

Число обертів n

Крутний

момент

,МПа

Діаметри

Розмір шпонки

b*h мм

Розр.

Прийн.

A

25

3056

30

79.8

80

22x14

B

1050

90.95

20

28.3

30

8x7

C

2898

34.67

15

22.6

22

6х6

Табл. 4.2.

мм, приймаємо =80 мм

мм, приймаємо =30мм

мм, приймаємо =22 мм

Використовуємо стандартний ряд за ГОСТ 6636-69 [2].

Розміри шпонки обираємо з таблиці 5.19 [1].

4.1.5.  Складаємо технічну характеристику приводу:

        Потужність на виході валу Р=10Вт;

Число обертів вихідного валу  nA=25 хв-1;

Загальний ККД  =0,76

Загальнепередаточне число =116.

Рис.4.2. Ескіз двигуна

4.2. Розрахунок клинопасової передачі

4.2.1. Початкові дані:

потужність Вт

крутний момент  на малому шківу

число обертів шківа

прийнятий коефіцієнт пружного ковзання

передатне число .

довговічність t=14000 год

навантаження – число робочих змін 2

розрахункова схема – рис.4.2

Рис.4.2

4.2.2. За даним моментом обираємо переріз ременя:

Тип ременя

Позначення

Розміри перерізу, мм

Розрахункова довжина L, мм

Нормальний

Б

14,0

10,5

17

4,0

1,38

2000

125

0,18

Отже, обрали переріз Б з розмірами, вказаними в таблиці [2].

4.2.3 Діаметр меншого шківа у відношенні до рекомендацій: , але так як в даному випадку немає жорстких обмежень до габаритів передачі, то для підвищення довговічності ременя приймаємо наступний за мінімальним, тобто:

4.2.4. Діаметр більшого шківа визначаємо за формулою:

Стандартний діаметр по ГОСТ 17383-73:

4.2.5. Фактичне передатне число визначаємо за формулою:

4.2.6. Швидкість ременя визначаємо за формулою:

4.2.8. Міжосьова відстань згідно рекомендаціям, враховуючи, що  :

,     де k=1

4.2.9. Розрахункова довжина ременя за формулою:

Стандартна довжина ременя обираємо з першого ряду стандартних довжин за ГОСТ 1284.1-80 [2]:

4.2.10. Визначаємо число пробігів паса (с-1):

U=

4.2.11.  За стандартною довжиною уточнюємо міжосьову відстань за формулою: 

==

=499.875 мм

4.2.12. Кут обхвату на меншому шківі визначаємо за формулою:

4.2.13. Визначаємо початкову довжину ременя, враховуючи, що обраний тип ременя – нормальний Б:

4.2.14.Визначаємо коефіцієнт режиму роботи, враховуючи, що група двигуна – Б, група робочої машини – І, а кількість робочих змін – 2:

4.2.15. Визначаємо потрібну кількість пасів:

z=    

Приймаємо число пасів , значення коефіцієнтів табл.4.4.-4.6. [2].

4.2.16. Визначаємо силу початкового натягу одного паса (Н):

Fo==126H

4.2.17. Знаходимо сили, що діють на вал та підшипники (Н):

Fr=2*126*4*0.93=937 H

Ft=(10.52*1000)/24.2=330

4.2.18. Визначаємо напруження у ведучій гілці паса (МПа)

    

1 =1,2+

4.2.19. Визначимо напруження згину на дузі обхвату ведучого шківа      (МПа)

зг = 50*

4.2.20. Розрахуємо напруження які виникають у пасі від дії відцентрових сил:

v=1400*585.64*=0.81 МПа

4.2.21. Знаходимо максимальні напруження у перерізі ведучої гілки паса в місці набігання його на шків:

max =   v+зг+1

max=1.49+2.5+0.81=4.8 МПа

4.2.22. Розрахункова довговічність:

Т=

                                  Рисунок 4.4 Ескіз шківа

4.2.23. Розміри ободу шківів:

Lp=11 мм; h=8,7 мм; b=3,3 мм; e=15±0,3 мм;

f=10+2 мм; r= 1,0 мм; h1min=6 мм; α1=34°;α2=38°.

4.2.24. Зовнішні діаметри шківів за формулою:

de1=dp1+2b=160+2*3,3=166,6 мм

de2=dp2+2b=450+2*3,3=456,6 мм

     4.2.25. Розміри шпонкового з'єднання

              b=8мм, h=7мм, L=65мм,

Рисунок 4.5 Розміри шпонкового з'єднання

 

4.3. Розрахунок черв'ячної передачі передачі

4.3.1. Початкові дані:

  1.  потужність P=10 кВт
  2.  крутний момент Т=90,95 кН
  3.  число обертів черв'яка  n=1000
  4.  передатне число u=40
  5.  режим роботи – нереверсивний, двохзмінний,спокійний
  6.  перевантаження – до 200%
  7.  довговічність t=14000 год

                   Рисунок 4.3.1     Розрахункова схема

                                Рисунок 4.3.2  Графік навантаження

4.3.3 По таблиці 3.30 обираємо матеріал черв’яка і вінця черв’ячного колеса. Приймаємо для черв’яка Сталь 45 з загартування до твердості 45…50 HRC3і наступним шліфуванням витків. Редуктор загального значення, тому в цілях економії дорогої олов’яної бронзи приймаємо матеріалом вінця колеса             БР АЖ 9-4 (відлив у пісок) з механічними властивостями т=200 МПа і   в=400 МПа.

4.3.4 Приймаємо число заходів черв’яка z1=2 і ККД передачі =0,82

4.3.5 Крутний момент валу колеса:

 4.3.6 Орієнтовна швидкість ковзання:

    4.3.7 При даній швидкості по таблиці 3.35 потрібна ступінь точності передачі 7 [1].

4.3.8 Допустиме контактне напруження:

 4.3.9 Допустиме контактне напруження при розрахунку на дію максимального навантаження:

         4.3.10.  Допустимі напруження згину при базовому числі зміни напруження для нереверсивного навантаження 

                                                       (

4.3.11. Сумарне число циклів навантажень

 4.3.12 Коефіцієнт довговічності

4.3.13. Допустиме напруження на згин:

                                           (

4.3.14. Число зубців черв'ячного колеса:

 , де  

4.3.15. Коефіцієнт діаметра черв’яка:

q=0.25=0.2580=20

4.3.16 Коефіцієнт, враховуючий розподілення навантаження по ширині вінця

4.3.17 Коефіцієнт враховуючий динамічне навантаження (формула 3.86) [1].

4.3.18 Визначаємо міжосьову відстань передачі з умови контактного зносостійкості (табл.3.26, формула 3.75) [1].

=

()=77,1мм

4.3.19 Модуль зачеплення

m= беремо по стандартуm=6,4

4.3.20 При стандартному модулі міжосьова відстань

4.3.21 Ділильний кут підйому черв’яка (табл. 3.22) γ=

4.3.21 Ділильні діаметри:

Черв’яка

Червячного колеса

4.3.22 Розрахункова швидкість ковзання (формула 3.74)

4.3.23 При швидкості   допустиме контактне навантаження (табл. 3.30)

[]=150 МПа

4.3.24 Рекомендована степінь точності передачі при  (табл. 3.35) – 7-a

4.3.25 Коефіцієнт динамічного навантаження (форм. 3.86) при  и 7-ї степені точності

4.3.26 Приведений кут тертя при роботі бронзового колеса в парі з стальним черв’яком при  (табл. 3.25) φ’=

4.3.27 ККД передачі (формула 3.73)

ή=(0,95…0,96)

4.3.28 Фактичний крутний момент на валу черв’ячного колеса (формула 3.81)

4.3.29 По точним параметрах необхідно вирахувати міжосьову відстань або фактичне контактне напруження

=130<[]=150МПа

4.3.30 Перевіряємо контактну міцність зуба колеса при дії максимального навантаження

4.3.31 Перевіряємо міцність зубців черв’ячного колеса на згин. Попередньо знаходимо еквівалентне число зубців колеса

Коефіцієнт форми зубців колеса (табл. 3.28)

4.3.32Перевіряємо міцність зуба на згин при дії максимального навантаження

4.3.33 Остаточно приймаємо параметри передачі:

;

4.4 Розрахунок валів, підшипників та шпонок:

4.4.1. Поточні дані:

- крутні моменти: на валу черв’яка на валу черв’ячного колеса  

- частота обертання черв’яка

- черв’ячного колеса  

  1.  строк служби редуктора t=14000 год;
  2.  ширина вінця червячного колеса
  3.  довжина нарізуваної частини червяка
  4.  діаметри початкових кіл колеса та червяка:

4.4.2. Визначення навантажень на вали

4.4.2.1.  Визначення окружних сил, що діють на колесо та червяк:


4.4.2.2. Визначення радіальних сил, що діють на колесо і червяк:

4.4.2.3.  Визначення осьових сил, що діють на колесо і червяк:

4.4.3. Для виготовлення валу вибираємо середньо вуглецеву  сталь 45 за

ГОСТ 1050-77 із загартуванням до 45…50 HRC, - для червяка та нормалізацію для колеса.

Механічні властивості сталі 45(загартованої):

; ;

 

4.4.4.  Визначаємо найменші діаметри валів з умов міцності на кручення:

мм, приймаємо =80 мм–червячне колесо

мм, приймаємо =30мм – червячний вал

4.4.5. За рекомендаціями – (4) с.16, т.2.1 визначаємо компоновочну схему валів.

4.4.6. Попередній підбір підшипників:

Згідно рекомендацій – (4), С. 17, Т.2.2 вибираємо підшипники за діаметром валу.

Для червяка приймаємо два радіально-упорні конічні однорядні роликопідшипники 7308 середньої серії типу 7000 за ГОСТ 333-79 зі схемою установки « у розпір», що мають наступні розміри та характеристики:d=40 мм, D=90 мм,

Статична вантажопідйомність С0=46000Н, параметр е=0,28

Для валу червячного колеса приймаємо два радіально-упорні конічні однорядні роликопідшипники 7211 легкої серії типу 7000 за ГОСТ 333-79 зі схемою установки « у розпір», що мають наступні розміри та характеристики:d=55 мм, D=100 мм,

Статична вантажопідйомність С0=46100Н, параметр е=0,26.

4.4.7. У відповідності з методичними вказівками – (4) п.2.7 Складаємо розрахункові схеми та визначаємо статичні розміри валів.

4.4.7.1. Визначення розмірів червяка:

                                                Рисунок 4.6

Опорні реакції у площині YOZ:

Знак «-» означає, що реакція спрямована у протилежний бік.

Опорні реакції у площині XOZ:

Будуємо епюри згинальних моментів відносно осей Х та У та зображуємо їх на рис.4.9

Будуємо епюри крутних моментів:

Визначаємо сумарні моменти згину в найбільш навантажених перерізах:

Визначаємо приведений момент згину в найбільш навантажених поверхнях:


Де α=

Визначимо сумарні радіальні реакції:

Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі:

D10*

Діаметр в цьому перерізі є діаметром впадин червяка.

4.4.7.2.  Визначення розмірів валу черв'ячного колеса:

Опорні реакції у площині YOZ:

Опорні реакції у площині XOZ:

Будуємо епюри згинальних моментів відносно осей Х та У

Будуємо епюри крутних моментів:

Визначаємо сумарні моменти згину в найбільш навантажених перерізах:

Визначаємо приведений момент згину в найбільш навантажених поверхнях:

Де α=

Визначаємо розрахунковий діаметр вала у небезпечному перерізі:

D10*

4.4.8.  Перевірка раніше вибраних підшипників за динамічною вантажопідйомністю

 Здійснимо перевірковий розрахунок підшипників на строк їх служби, що заданий за умовою.

4.4.8.1. Перевірка підшипників вала-червяка

 Визначаємо осьову складову радіального навантаження, але її величина заздалегідь набагато менша  ніж осьва сила =. В залежності від напрямку осьової сили , все навантаження сприймає один підшипник при умові

В нашому випадку сила =, =, V=1

Тоді коефіцієнт:  - (4) Т.3.5С.61

Визначимо еквівалентне динамічне навантаження на підшипник обох опор:

2412*1.5*1=3618 H.

Визначимо еквівалентні динамічні навантаження з урахуванням циклограми навантаження

Ресурси підшипника у годинах роботи:

З розрахунку видно, що той підшипник, що знаходиться під навантаженням осьової сили не витримує. Тому в якості опор червяка приймаємо два підшипника, роликові, конічні,однорядні середньої серії типу 27000 №27308, що мають розміри: d=40 мм, D=90 мм,

динамічна вантажостійкість С=48400 Н згідно ГОСТ7260-70

4.4.8.2. Перевірка підшипників вала червячного колеса

Тоді коефіцієнт:  - (4) Т.3.5С.61

Визначимо еквівалентне динамічне навантаження на підшипник  опори:

Ресурси підшипника у годинах роботи:

Довговічність підшипників вала червячного колеса забезпечена.

Література

  1.  Киркач Н. Ф., Баласанян Р.А. Розрахунок та проектування деталей машин (Навчальний посібник для технічних вузів).- 3-є вид., перероб. і доп. – Х.: Основа, 1991.- 276с.
  2.  Вибір електродвигуна , кінематичний та силовий розрахунки механічного приводу. Розрахунок і конструювання передач гнучкою в’яззю: Метод. вказівки до виконання розрахунково графічних робіт з дисц. “Деталі машин” для студ. машинобудівних спец. усіх форм навчання/Уклад.: Стадник В. А., Шарапов В.Г., Дубняк В.Л. – К.: ІВЦ “Видавництво”Політехніка”,2004.- 60с.
  3.  Павлище В. Т. Основи конструювання та розрахунок деталей машин : Підручник. – К.: Вища шк., 1993.- 556с.
  4.  Баласанян Р. А. Атлас деталей машин: Навч. посібник для техн. вузів. – Х.: Основа . 1996.- 256с.   
  5.  Прохоров Ю.Ю.  Конспект лекцій з дисципліни «Деталі машин».