Привод ковшового элеватора чертеж

Привода ковшового элеватора

ФГОУ ВПО «Пензенская государственная сельскохозяйственная академия»
Инженерный факультет
Кафедра «Детали машин»
Курсовой проект по деталям машин и основам конструирования

В курсовом проекте представлен проект привода ковшового элеватора. Были использованы облегченные звездочки, принят стандартный электродвигатель из серии 4А132S4У3, был проведен уточненный расчет валов по которому были приняты подшипники более легкой серии, что позволило снизить экономические затраты на изготовление.
Проведены кинематический и силовой расчет привода позволивший избежать неточностей и брака на изготовление деталей и составляющих привода.
Все расчеты и конструкция приведены в документации, выполнены чертежи и расчетно-пояснительная записка.

Привод к горизонтальному валу состоит из цилиндрического редуктора, быстроходный вал которого соединен с двигателем ременной передачей, а на тихоходном валу располагается компенсирующая муфта.Курсовой проект содержит чертёж редуктора,его деталировку и общий вид с двигателем и ремённой передачей

Технические характеристики редуктора:
1. Передаточное число редуктора- U=5
2. Вращающий момент на ведомом валу
Т=107,4 Н м
3. Частота вращения ведомого вала
n=600 мин
4. Частота вращения ведущего вала
n=120 мин
5. Срок службы L=2 года

Состав: Сборочный чертеж(СБ), Вид общий (ВО), Деталировка,Спецификации, Записка

Источник

Курсовая работа: Привод ковшового элеватора

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский государственный технологический университет

по дисциплине: Основы конструирования и проектирования

на тему: Привод ковшового элеватора

Зубчатая передача (редуктор), выполненный в виде отдельного агрегата, служит для передачи мощности от двигателя к рабочей части машины.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение враща-ющего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Рассматриваемый редуктор состоит из корпуса (литого чугунного), в котором помещены элементы передачи – вал-шестерня, зубчатое колесо, подшипники и т.п.

Узлы соединяются между собой валами, через которые передаётся крутящий момент.

Вал, передающий крутящий момент, называется ведущим и мощность передаваемая этим валом является выходной. Вал, принимающий крутящий момент, называется ведомым.

Задача 1. Разработка кинематической схемы машинного агрегата

1.1 Условия эксплуатации машинного агрегата

Устанавливаем привод к ковшовому элеватору на стройплощадку. Агрегат работает на протяжении 3 лет в две смены. Продолжительность смены 8 часов, нагрузка мало меняющаяся с малыми колебаниями, режим работы реверсивный.

1.2 Срок службы приводного устройства

где L_r — срок службы привода, лет; t_c — продолжительность смены, ч; L_c — число смен.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

L_h = 17520 · 85 / 100% = 14892 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 15000 ч.

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Название: Привод ковшового элеватора Раздел: Промышленность, производство Тип: курсовая работа Добавлен 16:23:39 26 ноября 2009 Похожие работы Просмотров: 1844 Комментариев: 21 Оценило: 3 человек Средний балл: 5 Оценка: неизвестно Скачать

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1. Определим мощность рабочей машины P_рм , кВт:

где F — тяговая сила ленты, кН; v, — скорость ленты, м/с.

Подставляя значения в (2.1) получаем:

Р_рм = 2,72 · 1000 · 0,9 = 2,45 · 1000Вт=2,45 кВт

2. Определим общий коэффициент полезного действия привода:

где _пк , _пс ,_м ,_зп ,_ц  — коэффициенты полезного действия подшипников качения (две пары), подшипников скольжения (одна пара), муфты , закрытой зубчатой передачи , цепной передачи

 =0,995 2 · 0,99 · 0,98 · 0,97 · 0,93 = 0,87 .

3. Определим требуемую мощность двигателя Р_дв , кВт:

4. Определим номинальную мощность двигателя Р_ном , кВт:

Значение номинальной мощности выбираем по величине, большей, но ближайшей к требуемой мощности :

Принимаем номинальную мощность двигателя Р_ном = 3,0 кВт, применив для расчета четыре варианта типа двигателя, представленных в табл.2.1:

Таблица 2.1. Технические данные различных типов двигателей

Место установки

Lr

Lc

tc

Lh , ч

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность Рном , кВт	Частота вращения, об / мин
			синхронная	номинальная nном
1	4АМ112MВ8УЗ	3,0	750	700
2	4АM112MA6УЗ	3,0	1000	955
3	4АМ100S4У3	3,0	1500	1435
4	4АМ90L2УЗ	3,0	3000	2840

Каждому значению номинальной мощности Р_ном соответствует в большинстве не одно, а несколько типов двигателей с различными частотами вращения, синхронными 3000, 1500, 1000, 750 об/мин. Выбор типа двигателя зависит от типов передач, которые входят в привод, кинематических характеристик рабочей машины и производится после определения передаточного числа привода и его ступеней. При этом следует отметить, что двигатели с большой частотой вращения (синхронной 3000 об/мин) имеют невысокий рабочий ресурс, а двигатели с низкими частотами (синхронной 750 об/мин) металлоемки, поэтому их нежелательно применять без особой необходимости в приводах общего назначения малой мощности.

2.2 Определение передаточного числа привода и его ступеней

1. Определим частоту вращения приводного вала рабочей машины:

где v — скорость тягового органа, м/с; D — диаметр барабана, мм.

Подставляя значения в (2.3) имеем:

n_рм = 60 · 1000 · 0,9 / ( 3,14·250 ) = 69,0 об / мин.

2. Определим передаточное число привода для всех приемлемых вариантов типа двигателя:

3. Производим разбивку общего передаточного числа, принимая для всех вариантов передаточное число редуктора постоянным U_зп = 4:

В табл. 2.2 сведены все варианты разбивки общего передаточного числа.

Таблица 2.2 Варианты разбивки передаточного числа

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Общее для привода, U	10,14	13,84	20,79	41,16
Цепной передачи, Uоп	2,53	3,46	5,20	10,29
Цилиндрического редуктора, Uзп	4	4	4	4

Из рассмотренных четырех вариантов предпочтительнее 2-й тип двигателя: 4АМ112MАУ6З (Р_ном = 3,0 кВт, n_ном = 955 об / мин).

Итак, передаточные числа для выбранного двигателя будут иметь следующие значения: U = 13,84; U_оп = 3,46 ;U_зп = 5,20 .

4. Определим максимально допустимое отклонение частоты вращения приводного вала механизма:

∆n_рм = n_рм · δ / 100 = 69,0 · 5 /100 = 3,45 об / мин.

5. Определим допускаемую частоту движения приводного вала элеватора, приняв ∆n_рм = 1,05 об / мин:

отсюда фактическое передаточное число привода

Передаточное число открытой передачи

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MА6УЗ c Р_ном = 3,0 кВт, n_ном = 955 об / мин); передаточные числа: привода U = 13,6, редуктора U_зп = 4, цепной передачи U_оп = 3,4.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Силовые (мощность и вращающий момент) и кинематические (частота вращения и угловая скорость) параметры привода рассчитывают на валах привода из требуемой (расчетной) мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном при установившемся режиме. Расчеты проводятся в таблице 2.3.

Таблица 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

дв — м — зп — оп — рм Мощность Р, кВт дв Р_дв = 2,8 кВт Б Р₁ = Р_дв _м _пк = 2,8 · 0,98 · 0,995 = 2,73 кВт Т Р₂ = Р₁ _зп _пк = 2,73 · 0,97 · 0,995 = 2,63 кВт рм Р_рм = Р₂ _ц _пc = 2,63 · 0,93 · 0,99 = 2,42 кВт дв n_ном = 955 об/мин ω_ном =100 с -1 Б n₁ = n_ном = 955 об/мин ω₁ = ω_ном = 100 с -1 Т n₂ = n₁ /U_зп = 239 об/мин ω₂ = ω₁ /U_зп = 25 c -1 рм n_рм = n₂ /U_оп = 70 об/мин ω_рм = ω₂ /U_оп = 7,35 c -1

дв Т_дв = Р_дв · 1000 / ω_ном = 2800/100 = 28 Н· м Б Т₁ = Т_дв _м _пк = 28 · 0,98 · 0,995 = 27,3 Н· м Т Т₂ = Т₁ U_зп _зп _пк = =27,3 · 4 · 0,97 · 0,995 = 105,4 Н·м рм Т_рм = Т₂ U_ц _ц _пc = =105,4 · 3,4 · 0,93 · 0,99 = 330Н·м

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 2.4:

Таблица 2.4. Силовые и кинематические параметры привода.

Тип двигателя 4АМ112MА6УЗ Рном = 3 кВт nном = 955 об/мин
Параметр	Передача		Вал
	Закры-тая	Цеп-ная пере-дача	Параметр	Дв.	Редуктора		Приводной рабочей машины
					Б	Т
Передаточное число, U	4	3,4	Расчет мощности Р, кВт	2,8	2,73	2,63	2,42
			Угловая скорость ω, с -1	100	100	25	7,35
КПД, η	0,97	0,93	Частота вращения n, об/мин	955	955	239	70
			Вращающий момент Т, Н· м	28	27,3	105,4	330

Задача 3. Выбор материала зубчатой передачи

3.1 Выбираем материал зубчатой передачи

а) По таблицам определяем марку стали: для шестерни — 40Х, твердость ≥ 45HRCэ; для колеса — 40Х, твердость ≤ 350 HB.

б) Также определяем механические характеристики стали 40Х: для шестерни твердость 45…50 HRC, термообработка — улучшение, D_пред = 125 мм; для колеса твердость 269…302 HB, термообработка — улучшение, S_пред = 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HB1ср. = (50+45) / 2 = 47,5HRC=450 HB

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []_H1 и колеса []_H2 :

а) Рассчитываем коэффициент долговечности К_HL :

Наработка за весь срок службы:

N₂ = 573· L_h · ₂ = 573 · 15000· 25 = 214,9 · 10 6 циклов,

N₁ = 573· L_h · _ = 573 · 15000· 100 = 859,5 · 10 6 циклов.

Число циклов перемены напряжений N_Н0 , соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием:

N_но1 = 68 · 10 6 циклов и N_но2 = 22,7 · 10 6 циклов.

Т.к. N₁ > N_но1 и N₂ > N_но2 , то коэффициенты долговечности K_HL1 = 1 и K_HL2 = 1.

б) Определяем допускаемое контактное напряжение []_H соответствующее числу циклов перемены напряжений N_но : для шестерни

[]_но1 = 14 HRC ср. +170=14·47,5 +170=835 Н/мм 2

[]_но2 = 1,8· HB 2ср +67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм 2

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []_н1 = K_HL1 · []_но1 = 1 · 835 = 835 Н/мм 2 ,

для колеса []_н2 = K_HL2 · []_но2 = 1 · 580,9 = 580,9 Н/мм 2 .

Т.к. HB_1ср — HB_2ср > 70 и HB2ср =285,5 2 .

При этом условие []_н 6 циклов, для колеса N₂ = 214,9 · 10 6 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, N_F0 = 4· 10 6 для обоих колес.

Т.к. N₁ > N_F0 и N₂ > N_F0 , то коэффициенты долговечности K_FL1 = 1 и K_FL2 = 1.

б) По табл. 3.1 /1/ определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений N_F0 :

для шестерни []_Fo1 = 310 Н/мм 2 , в предположении, что m 2

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни []_F1 = K_FL1 · []_Fo1 = 1 · 310 = 310 Н/мм 2 ,

для колеса []_F2 = K_FL2 · []_Fo2 = 1 · 294 = 294 Н/мм 2 .

Т.к. передача реверсивная, то []_F уменьшаем на 25%: []_F1 = 310 · 0,75 = 232,5 Н/мм 2 ; []_F2 = 294 · 0,75 = 220,5 Н/мм 2 .

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 3.1:

Таблица3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термообработка	HB	1ср	[]H	[]F
		Sпред		HB2ср		Н/мм 2
Шестерня	40Х	125	У	450		835	232,5
Колесо	40Х	80	У	285,5		580,9	220,5

Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

1. Определяем главный параметр — межосевое расстояние а_W , мм:

Производим определение межосевого расстояния а_W , мм по формуле:

где а) К_а — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_а = 43;

б) ψ_a = b₂ / a_w — коэффициент ширины венца колеса, равный 0,28. 0,36 — для шестерни, расположенной симметрично относительно опор в проектируемых нестандартных одноступенчатых цилиндрических редукторах. Примем его равным 0,32;

в) U — передаточное число редуктора (см. табл.2.4.);

г) Т₂ — вращающий момент на тихоходом валу редуктора, Н· м (см. табл.2.4.);

д) []_Н — допускаемое контактное напряжение колеса с менее прочным зубом или среднее допускаемое контактное напряжение, []_Н = 637,2 Н/мм 2 ;

е) К_Н — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев К_Н = 1.

a_w = 43· ( 4 + 1)· 3 √( 105400 / ( 0,32 · 4 2 · 637,2 2 )· 1 = 79,6 мм.

Полученное значение a_w округляем до 80 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

где а) К_m — вспомогательный коэффициент. Для косозубых передач К_m = 5,8;

где d₂ — делительный диаметр колеса, мм;

Полученное значение b₂ округляем до 26 мм.

г) []_F — допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, []_F = 294 Н/мм 2 ;

m = 2· 5,8 · 105,4 · 10 3 /( 128,0 · 25,6 · 294 ) = 1,3 мм.

3. Определяем угол наклона зубьев _min для косозубых передач:

_min = arcsin(3,5·1,5 / 25,6) = 11,834 °

4. Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса для косозубых колес:

z_ = 2· 80 · cos(11,834 °)/ 1,5 = 104,4

Округляем полученное значение в меньшую сторону до целого числа:

5. Уточняем действительную величину угла наклона зубьев для косозубых передач:

 =arccos( 104 · 1,5/(2· 80) = 12,83857 °.

6. Определяем число зубьев шестерни:

7. Определяем число зубьев колеса:

8. Определяем фактическое передаточное число U_ф :

Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного U:

U = |U_ф — U| / U · 100 % =|3,95 — 4| / 4 100 % =1,25 % ≤ 4 %.

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

a_w = (21 + 83) · 1,5/(2 · cos 12,83857 °) = 80 мм.

10. Основные геометрические параметры передачи представлены в табл. 4.1:

Таблица 4.1. Расчет основных геометрических параметров передачи.

Параметр		Шестерня	Колесо
Диаметр, мм	делительный
	Ширина венца, мм		b1 = b2 + (2..4) = 30мм	b2 = a aW = 26мм

Проверяем межосевое расстояние:

Проверяем пригодность заготовок колес:

Условие пригодности заготовок колес: D_заг  D_пред ; S_заг  S_пред . Диаметр заготовки шестерни

D_заг = d_а1 + 6 мм = 35,31 + 6 = 41,31 мм.

Толщина диска заготовки колеса S_заг = b₂ + 4 мм = 26 + 4 = 30 мм. D_пред = 125 мм, S_пред = 80 мм. 41,31 2 :

где а) К  вспомогательный коэффициент, равный 376;

б) F_t = 2 T₂ 10 3 / d₂ — окружная сила в зацеплении, Н:

F_t = 2 · 105,4 · 1000 / 127,69 = 1650,87 H;

в) К_Н  коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Н определяется по графику на рис. 4.2 /1/ в зависимости oт окружной скорости колес v м/с, и степени точности передачи (табл. 4.2 /1/). Окружная скорость колес определяется по формуле

v = ₂ d₂ /(2· 10 3 ) = 25 · 127,69 / (2 · 1000) ≈ 1,6 м/с.(4.12)

Данной окружной скорости соответствует 9-я степень точности передачи. По указанной степени точности передачи и окружной скорости определяем коэффициент К_H = 1,114 ;

г) К_Hυ  коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (табл. 4.3 /1/), равный 1,022 .

Подставив все известные значения в расчетную формулу (4.11), получим:

_H = 376 · √1650,87 · (3,95 + 1) · 1,114 · 1 · 1,022 /(127,69 · 26) = 629,4 Н / мм 2 .

14. Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни σ_F1 и колеса σ_F2 , Н/мм 2 :

где a) m — модуль зацепления, мм; b₂ — ширина зубчатого венца колеса, мм; F_t — окружная сила в зацеплении, Н;

б) K_Fa — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для косозубых колес К_Fa зависит от степени точности передачи. К_Fa = 1;

в) К_F — коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба. Для прирабатывающихся зубьев колес К_F = 1;

г) К_F — коэффициент динамической нагрузки, зависящий от окружной скорости колес и степени точности передачи (см. табл. 4.3 /1/), равный 1,058 ;

д) Y_F1 и Y_F2 — коэффициенты формы зуба шестерни и колеса. Для косозубых определяются в зависимости от эквивалентного числа зубьев шестерни

где  — угол наклона зубьев;

е) Y_ = 1 - / 140 = 1 – 12,83857 / 140 = 0,9083 — коэффициент, учитывающий наклон зуба;

ж) []_F1 и []_F2 — допускаемые напряжения изгиба шестерни и колеса, Н/мм 2 .

Подставив все значения в формулы (4.13 — 4.14), получим:

_F2 = 3,60 · 0,91 · 1650,87 · 1 · 1 · 1,058 /(26 ·1,5) = 146,46 ≤ _F2

15. Составим табличный ответ к задаче 4:

Таблица 4.2 Параметры зубчатой цилиндрической передачи, мм

Источник