Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

1. Спиваковский А.О., Потапов М.Г. Транспортные машины и комплексы открытых горных разработок. Москва, «НЕДРА», 1983 г.

2. Бамевич А.В. Горные транспортные машины. Госгортехнздат, 1973 г.

Кузнецов Б.А. Транспорт на горных предприятиях. М., «НЕДРА», 1989г.

3. Потапов М.Г.,Андреев А.В. Транспортные комплексы открытых горных разработок. М., «НЕДРА», 1985 г.

 

Рисунок 4. Конструкція турбомуфти

1- насосне колесо; 2 - турбінне колесо; 3 - лопатки колеса; 4 - робоча камера; 5 - корпус муфти; 6 - діафрагма;

7 - запобіжна плавка пробка; 8 - пробка для заливання масла; 9 - вхідний вал; 10 - вихідний вал.

 

Кафедра прикладной механики

 

Курсовой проект по прикладной механике

 

«Привод к ленточному конвейеру»

 

 

Студент (Алтыев)

 

Группа ЭП -10 –

 

Руководитель (Щеглов А.В.)

 

 

Липецк 2012

Задание

Аннотация

 

46 с., 15 рис., 7табл., 4 библиограф. назв.

 

В курсовом проекте выполнен расчет электропривода, включающего в себя приводной двигатель, клиноременную передачу и цилиндрический косозубый одноступенчатый редуктор. Выбран электродвигатель, выполнен расчет зубчатой и клиноременной передач, рассчитаны диаметры валов и сделан их прочностной расчет, подобраны подшипники, приведена технология сборки редуктора.

 

Графическая часть

 

 

1^-я Компоновка редуктора.............................................................А2

2^-я Компоновка редуктора.............................................................А2

 

 

 

Оглавление

1. Назначение и краткое описание привода……………………………………..5

2. Выбор электродвигателя, кинематический и энергетический расчет............6

3. Расчет клиноременной передачи......................................................................10

4 Проектирование редуктора................................................................................14

4.1 Расчет зубчатой передачи редуктора………………………………………14

4.2 Ориентировочный расчет валов редукторов………………………………22

4.3. Определение конструктивных размеров зубчатых колес………………..24

4.4 Определение конструктивных размеров корпуса редуктора ……………25

4.5 Выбор подшипников, схемы их установки и условий смазки …………..26

4.6 Первый этап компоновки редуктора…………………………………….....27

4.7 Проверка долговечности подшипников ………………………………......29

4. 8. Проверка прочности шпоночных соединений……………………............34

4.9. Выбор уплотнений валов………………………………………………...36

4.10 Выбор крышек подшипников......................................................................37

4.11.Уточненный расчет валов………………………………………………....38

4.12. Сборка редуктора………………………………………………………....36

5. Выбор муфты.....................................................................................................44

6. Правила безопасной эксплуатации привода. …………………………….....45

Библиографический список……………………………………………………..46

 

1. НАЗНАЧЕНИЕ И КРАТКОЕ ОПИСАНИЕ ПРИВОДА

Привод включает в себя электродвигатель, клиноременную передачу, цилиндрический косозубый одноступенчатый редуктор. От электродвигателя вращение через ременную передачу передается редуктору, далее к барабану ленточного конвейера.

Ременная передача служит для предварительного понижения частоты вращения. В данном приводе ременная передача применяется в качестве быстроходной ступени, так как ведущий шкив установлен на вал электродвигателя. В этом случае передача имеет сравнительно небольшую массу и габариты.

Редуктор является главной частью данного привода. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Кинематическая схема привода показана на рис.1.

Рис.1. Кинематическая схема привода

1 – электродвигатель; 2 - клиноременная передача; 3 - редуктор цилиндрический косозубый одноступенчатый; 4-цепная муфта; 5–ленточный конвейер.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ

2.1 Определение требуемой мощности электродвигателя_и КПД привода

Требуемая мощность электродвигателя определяется по формуле:

[2,c.4]

где Р_вых – мощность на выходном валу привода, кВт;

Р_вых=F_t^. V кВт,

где к – F_t^. –тяговая сила ленты; F_t =1,8 кН;

V - скорость движения ленты; V =1,0 м/с;

η_общ – общий КПД привода.

При последовательном соединении механизмов общий КПД привода определяется как произведение значений КПД входящих в него механизмов (передач) по формуле:

η_общ= η_з.п.· η_р.п.· η³_о.п.,

где η_р.п – КПД ременной передачи, η_р.п=0,95; [1,табл. 1.1];

η_з.п– КПД зубчатой передачи в закрытом корпусе, η_з.п=0,98;

η_м – КПД муфты, η_м. =0,985; η_о.п. – КПД подшипников, η_о.п.=0,99;

η_общ=

Мощность на выходном валу привода Р_вых=1,8^.1,0=1,8 кВт; тогда

Р_тр= 1,8/0,907 =1,98 кВт.

2.2 Определение требуемой частоты вращения и выбор электродвигателя.

n _дв.тр = n_вых·i_общ, мин^-1;

где n_вых·- частота вращения выходного вала привода, мин^-1,

n_вых= мин^-1;

i_общ- общее передаточное отношение привода:

i_общ= i_з.п.· i_р.п.

где i_з.п.- передаточное отношение зубчатой передачи. Принимаем предварительно i_з.п.=4; i_р.п.- передаточное отношение ременной передачи, i_р.п.=3, [2,c.6], тогда

i_общ=3^.4^. =12;

n _дв.тр = 84,92^. 12= 1019 мин^-1.

По полученным значениям Р_тр и n_дв.тр подбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А (закрытый обдуваемый) по ГОСТ 19528-81 типа 4А100L6 мощностью Р_дв=2,2 кВт, с частотой вращения n_дв.= 950 мин^-1. [2,табл. 18.36]

Рис.2.Эскиз электродвигателя 4А100 L6 ГОСТ 19523-81

 

Таблица 1 Основные размеры электродвигателя

 

Типоразмер	l1, мм	l2, мм	l3, мм	L1, мм	d1, мм	h, мм	b, мм	H, мм	D, мм
4А100 L6

По принятой частоте вращения вала электродвигателя при номинальной нагрузке n_дв и частоте вращения выходного вала n_вых определяем фактическое передаточное отношение привода:

Передаточное отношение ременной передачи:

i_общ/ i_з.п.=11,18 /4=2,8

2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей валов привода

 

а) Частота вращения вала электродвигателя:

n_дв= 950 мин^-1

 

угловая скорость вала электродвигателя:

 

w_ДВ =pn_ДВ/30= рад/с

 

б) Частота вращения ведущего вала редуктора:

 

n₁= n_дв/ i_р.п.= 950/2,8=339,2мин^-1

 

угловая скорость ведущего вала редуктора:

 

w₁ =pn₁/30= рад/с

 

в) частота вращения ведомого вала редуктора:

 

n₂=n₁/i_зп= 339,2 /4= 84,9 мин^-1

 

угловая скорость вращения ведомого вала редуктора:

 

w₂=w₁/i_зп= 35,4/4=8,87рад/с

 

2.4. Определение вращаю щ их моментов на валах привода.

а) Вращающий момент на валу электродвигателя:

Т_ДВ=Р_{ТР ДВ}/w_ДВ= Нм

б) Вращающий момент на ведущем валу редуктора из условия постоянства мощности с учетом потерь:

T₁=T_ДВ ^. i_Р^. h_ремh_П =19,92^.2,8^.0,95^.0,99=52,47 Нм

в) Вращающий момент на ведомом валу редуктора из условия постоянства мощности с учетом потерь:

Т₂= Т₁i_rh_зпh_П= 52,47^.4^.0,98^.0,99= 203,6H^.м

 

г) Вращающий момент на ведомом валу привода из условия постоянства мощности с учетом потерь:

Т₃= Т₂ h_П=203,6^.0,99= 201,56 H^.м

2.5 Мощность на валах привода:

Мощность на валу электродвигателя:

Р_{ТР ДВ} =1,98 кВт

Мощность на ведущем валу редуктора:

Р₁= Р_{ТР ДВ}^. h_рем η_подш.=1,98^.0,95^.0,99=1,86кВт.

Мощность на ведомом валу редуктора:

Р₂= P₁^. h_зп η_подш. =1,86^.0,98^.0,99^.=1,8 кВт.

Проверка: Р_вых=Т₃. 201,56^. 8,87=1,79 кВт.

Величина ошибки: ΔР=(1,8 -1,79)/1,8^.100%=0,5%

В качестве аналога может быть использован редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-100-4,0 с передаточным числом ^.i_Р=4,0 (рис.3) [5, Т.3, с.485].

Рис.3. Редуктор цилиндрический одноступенчатый типа 1ЦУ-100-4

 

Таблица 2 Основные размеры редуктора 1ЦУ-100, мм

Типоразмер редуктора

Аw

В

В1

L

L1

L2

L3

L4

L5

L6

H

H0

1ЦУ-100

3.РАСЧЕТ КЛИНОРЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

При передаваемой мощности Р = 1,98 кВт и частоте вращения ведущего шкива n₁= 950 мин^-1 принимаем ремень типа А ГОСТ 1284.1-80 с параметрами: ширина ремня W =13 мм, высота Т₀=8 мм, площадь поперечного сечения А=81 мм² ,наименьший диаметр ведущего шкива d₁= 90 мм. [1, табл.7.7].

3.1. Вращающий момент на ведущем шкиве Т₁= 19,22 Нм.

3.2.Определение диаметра меньшего шкива:

По ГОСТ 17383-74 [1, табл.7.7] принимаем d₁= 100 мм.

3.3. Определение диаметра большего шкива:

где i_рем – передаточное отношение ременной передачи;

ε – величина скольжения; ε =0,01

Округляем полученное значение по ГОСТ 17383-84;d₂=280мм.

3.4.Уточняем передаточное отношение ременной передачи:

3.5. Межосевое расстояние:

где Т_о – высота сечения ремня, мм [1, табл.7.7]. Принимаем а= 220 мм

3.6.Опеределение длины ремня.

Принимаем L_p= 1400 мм по ГОСТ 1284.1-80 [1, табл.7.7].

3.7.Уточняем межосевое расстояние:

где W = 0,5π(d₁+d₂)= 0,5^.3,14(280+100)=597 мм;

y=(d₂ - d₁)² = (280-100)² =32400 мм².

3.8. Определение угла обхвата меньшего шкива:

Рис.4. Схема ременной передачи

 

3.9. Определение числа ремней:

где С_р - коэффициент режима работы: С_р =1,2 [1, табл.7.10];

С_L – коэффициент, учитывающий влияние длины ремня С_L =0,95 [1, табл.7.9];

С_α – коэффициент угла обхвата С_α =0,96 [1, с.135];

С_z – коэффициент, учитывающий число ремней в передаче:С_z =0,96 [1, стр.135].

Р₀-мощность передаваемая одним ремнем; Р₀=2,2 кВт[1, табл.7.8].

Принимаем, исходя из условия кратности числа ремней целому числу, z=3

3.12. Определение натяжения ветви ремня:

где скорость ремня:

Θ – коэффициент, учитывающий центробежную силу, (Н·с²)/м² Θ =0,1 [1, с.136]

3.13. Определение силы, действующей на вал:

где α₁ – угол обхвата меньшего шкива.

3.14. Определение рабочего ресурса передачи:

где N_оц- базовое число циклов [1, с.136]; N_оц= 4^.10⁶ циклов;

σ_-1 – предел выносливости МПа; σ_-1 =7 МПа [1, с.139];

σ_max – максимальное напряжение в сечении ремня, МПа:

σ_max = σ₁ + σ_u + σ_υ, МПа;

где σ₁ – напряжение от растяжения ремня, МПа;

,

где F₁- натяжение ведущей ветви ремня;

F₁= F₀+ 0,5F_t;

F_t- сила тяги ремня; F_t=

F₁=135,4 /3+0,5^.132,7 =111,2

σ_u – напряжение от изгиба ремня, МПа:

,

где Е_u=50 МПа для хлопчатобумажных ремней [1, с. 123];

σ_υ – напряжение от центробежной силы, МПа:

,

σ_max =1,32+1+0,027=2,35МПа

где ρ – плотность ремня, т/м³ ρ =1100 т/м³ [1, с. 123];

С_i – коэффициент, учитывающий влияние передаточного отношения:

;

С_н - коэффициент, учитывающий режим нагружения; при постоянной нагрузке С_н =1,0.

Полученная долговечность ремня больше требуемой [Н_о]=2000 часов.

 

Рис.5 Эскиз шкива клиноременной передачи

Таблица 3 Основные размеры шкивов

	d, мм	dВ, мм	lcт, мм	d ст, мм	h, мм	c, мм	f, мм	e, мм	в, мм
Ведущий
Ведомый

 

Диаметр ступицы d_ст=1,5d_в=1,5^. 28=42мм

Длина ступицы l_ст=1,2 d_в=1,2^. 28=34мм

Длину ступиц принимаем по длине консольных участков валов [2, табл.7.1].

 

 

4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕДУКТОРА.

4.1Расчет зубчатой передачи редуктора.

Выбор материала зубчатых колес и вида термической обработки.

Выбираем для шестерни и колеса низколегированную сталь 40ХН, термообработка - улучшение и поверхностная закалка ТВЧ, при этом твердость шестерни и твердость колеса одинакова и равна 48 единиц НRC (НВ =480) (таблица 4).

Таблица 4 Механические характеристики сталей для зубчатых колес

Марка стали	Вид термической обработки	σв, МПа	σт, МПа	σ-1, МПа	Твердость поверхности, НRC
40ХН	Улучшение и закалка ТВЧ				Шестерня 48
40ХН	Улучшение и закалка ТВЧ				Колесо 48

 

4.1.2 Определение допускаемых контактных напряжений для шестерни и колеса. Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле:

,

где σ_нlimb – предел контактной выносливости при базовом числе циклов нагружения, МПа;

σ_нlimb1= σ_нlimb2=17 (НRC)+200=17·48+200=1016 МПа;

S_H– коэффициент безопасности; S_H=1,2

К_НL –коэффициент долговечности,который определяется по формуле:

, циклов

где N_но – базовое число циклов нагружения,

N_но=(НВ)³; N_но1= N_но2= (480)³=110,6 ·10⁶ циклов нагружения;

N_НЕ- эквивалентное число циклов нагружения на весь срок службы передачи, при постоянной нагрузке эквивалентное число циклов определяется по формуле:

,

где n – частота вращения шестерни (колеса), мин^-1;

t – срок службы передачи под нагрузкой, ч; с – число зацеплений, с=1;

Срок службы в часах определяется по формуле:

t_Σ= L_г·365 К_год ·24·К_сут·, час,

где L_г·- срок службы, лет; L_г·=7лет; К_сут=0,4, К_год=0,6; тогда

t_Σ= 7·365·0,4^.0,6^.24=14717 часов.

n₁ – частота вращения шестерни, мин^-1, n₁ =399,2 мин^-1;

N_HE1=60^. 399,2^. 14717=352,5 циклов нагружения.

Эквивалентное число циклов нагружения для колеса:

N_HE2= N_HE1/ i_з.п. = 352,5·10⁶/ 4=88,1 циклов.

Коэффициент долговечности для шестерни и колеса:

Значение К_HL, принимаемые к расчету, могут быть в пределах 1 < К_HL > 1,8 при > 350НВ. Принимаем К_HL1=1; К_HL2=1,08

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_н1=1016·1/1,2 =846,6 МПа.

[σ]_н2= 1016·1,02/1,2 =863,6 МПа.

Для косозубых колес [σ]_н=0,45([σ]_н1+[σ]_н2)= 0,45(846,6+863,6)=769,5 МПа.

при этом должно выполняться условие: [σ]_н < 1,23[σ]_{н min}, где [σ]_{н min}=863,6МПа, тогда 769,5 < 1,23^. 863,6=1062,2МПа, условие выполняется.