1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа

Содержание
Техническое задание…………………………………………………………….....2
Введение…………………………………………………………………………….3
1. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор
электродвигателя и редуктора…………………………………………………..4
1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа………….....4
1.2. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя………...4
1.3. Определение частоты вращения вала исполнительного
органа и двигателя………………………………………………………..4
1.4. Выбор электродвигателя…………………………………………………6
1.5. Определение передаточного отношения привода расчет силовых и
кинематических параметров привода выбор редуктора…………………….8
2. Выбор муфты…………………………………………………………..………..11
3. Проектирование открытой передачи…………………………………….….....12
4. Проектирование исполнительного органа………………………………....….14
4.1. Проектный расчет вала……………………………………....…………..14
4.2. Подбор подшипников и шпонок……………………………………… ..14
4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность
по эквивалентному моменту………………………………………….....16
4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность………………...18
4.5. Проверочный расчет шлицевых или шпоночных соединений………..19
Список использованных источников……………………………………………..20
Из Лис № докум.
Разраб.
м.
т Усков
Провер. Вайчулис
Реценз.
Н.
Утверд.
Контр.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Привод
ленточного
конвейера
Лит.
к
Лист
1
Листов
20
ЮУрГУ
Кафедра
Введение
В данной курсовой работе выполнено проектирование привода
ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости,
окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также
параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых
перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим
моментам,
частотам вращения и мощностям на волах были выбраны
стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же
были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет
на ЭВМ клиноременной передачи.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
3
1. Кинематический и силовой расчет привода.
Выбор электродвигателя и редуктора
1.1. Определение мощности на валу исполнительного органа
Мощность P4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по
формуле:
Р4 
где
Ft  v t
,
1000
(1.1)
Ft – окружное усилие, Н;
vt – окружная скорость, м/с (см. рис. 1).
Р4 
Ft  v t 3500  1,2

 4,2 кВт.
1000
1000
1.2. Определение расчетной мощности на валу двигателя
Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом
потерь в приводе:
Р1 
где
Р4
,

(1.2)
η – общий КПД привода равный
1  1  2  3 ;
(1.3)
η1 – КПД открытой клиноременной передачи, η1 = 0,95 [1, табл. 1];
η2 – КПД быстроходной ступени закрытой зубчатой конической
передачи, η2 = 0,96;
η3 – КПД тихоходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической
передачи η3 = 0,97;
1  1  2  3  0,95  0,96  0,97  0,885 .
При этом:
Р1 
Р4
4,2

 4,75 кВт.
 0,885
1.3. Определение частоты вращения вала исполнительного
механизма и двигателя
Частота n4, мин-1, вращения вала:
60  103  v t
n4 
,
D
где
(1.4)
D – диаметр барабана ленточного конвейера, мм;
60  103  v t 60  103  1,2
n4 

 72,79 мин1.
D
3,14  315
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
4
3
F,V
t
Âàë 4
Âàë 3
4
5
Ì
Âàë 1
1
Âàë 2
2
1 – электродвигатель;
2 – ременная передача;
3 – двухступенчатый коническо-целендрический редуктор;
4 – компенсирующая муфта;
5 – узел барабана.
Рисунок 1 – Кинематическая схема
привода ленточного конвейера
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
5
Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по
формуле:
n1  n 4  i ,
(1.5)
где i – передаточное отношение привода,
(1.6)
i  i1  i 2  i 3 ;
i1 – передаточное отношение открытой ременной передачи, i1=2…3 [1,
табл. 1];
i2 – передаточное отношение первой ступени закрытой зубчатой
коническо-цилиндрической передачи, i2=2…3;
i3 – передаточное отношение второй ступени закрытой зубчатой
цилиндрической передачи, i3=3…6;
По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала
двигателя:
n1min  n 4 min  i  n 4  2  2  3  72,79  2  2  3  873,48 мин1
n1max  n 4 max  i  n 4  3  3  6  72,79  3  3  6  3930.66 мин1
1.4. Выбор электродвигателя
Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот
вращения, выбираем электродвигатель – АИР100L2(рис.2). Мощность РДВ =
5,5 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин-1.
Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по
формуле:
(1.7)
n1  n c  (1  S),
где
nc – синхронная частота вращения, мин-1, nc=3000 мин-1[2];
S – относительное скольжение вала, %, S=5%;
n1  n c  (1  S)  3000  (1  0,05)  2850 мин1.
Проверим условие работоспособности при пуске:
Pдв
P1
где
Tпуск
T 
  пуск   1 ,
 Tн 
– кратность пускового момента двигателя
(1.8)
Tпуск
2 ;
Tн
Tн
1 – кратковременных пиковых перегрузок в приводе, 1 =1,5;
2,31 > 1,5 – условие выполняется.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
6
Ç
240
63
160
140
12
100
Ç
7
4î ò â
A
60
247
A
195
168
391
À - À (óâåëè÷èí î )
N9
h9
31
7
8
Ç
28k6
Рисунок 2 – Эскиз электродвигателя АИР100L2 IM1081
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
7
1.5. Определение передаточного отношения привода расчет
силовых и кинематических параметров привода выбор
редуктора
Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:
i 
n1
,
n4
(1.9)
Подставив, значения получим:
i 
n1 2850

 39,15.
n 4 72,79
Назначаем передаточное отношение i1 открытой передачи таким
образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных
отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного
электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого
составим пропорцию:
(n1  n1min ) (i1  i1min )

(n1max  n1 ) (i1max  i1 )
Подставив значения, находим i1:
i1=2,65.
Таким образом, передаточное отношение редуктора ip
следующим образом:
iр 
(1.10)
вычисляем
i 39,15

 14,77.
i1 2,65
Округляем значение передаточного отношения редуктора до
ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических
редукторов по ГОСТ 27142-86 ip = 14. Тогда передаточное отношение
клиноременной передачи равно:
i1 
i 39,15

 2,88.
i р 13,6
Связь между мощностью предыдущего и последующего валов
выражаются зависимостью:
Р j1  Pj   j , j = 1, 2…k–1,
(1.10)
где k – порядковый номер исполнительного механизма на кинематической
схеме привода (см. Рисунок 1);
Р 2  P1  1  5,5  0,95  5,22 кВт;
Р3  P2  2  5,22  0,96  5,01 кВт;
Р 4  P3  3  5,01  0,97  4,86 кВт.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
8
Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов
выражаются зависимостью:
n j1 
nj
ij
, j = 1, 2…k–1,
(1.11)
Тогда частота вращения 2-го вала будет равна:
n2 
n1 2850

 989,58 мин 1 ,
i1
2,88
Вращающие моменты вычислим по формуле:
Tj  9550 
Pj
nj
, j = 1,2…k,
(1.12)
Вычислим вращающие моменты на всех валах:
P1
5,5
 9550 
 18,43 Нм,
n1
2850
P
5,02
T2  9550  2  9550 
 50,38 Нм,
n2
989,58
P
4,87
T4  9550  4  9550 
 638,94 Нм.
n4
72,79
T1  9550 
Вычисленные параметры запишем в таблицу.
Таблица 1 – Силовые и кинематические параметры привода
Номер
вала
1
2
4
Мощность
Р, кВт
5.5
5.22
4.86
Частота вращения
n, мин-1
2850
989.58
72.79
Вращающий момент
Т, Нм
18.43
50.38
638.94
Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и
частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный коническо–
цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера КЦ1-200 Твых = 750
Нм при nвх = 1000 мин-1.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
9
900
200
460
225
180
310
250
20
Ç
17
4 î ò â.
300
375
247
240
480
Êî í öû âàëî â
9
10
39,5
5
À 82
Á
14
8
À
Âûõî äí î é
Á- Á
À- À
Ç
40
M24õ3
Âõî äí î é
Ç
35,9
1:10
Ç
45
Á
80
Рисунок 3 – Эскиз редуктора
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
10
2. Выбор муфты.
Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном
валу и технического задания, выбираем компенсирующую цепную
однорядную муфту по ГОСТ 20742–81, рассчитанную на максимальный
вращающий момент равный 1000 Нм, допускающая угловое смещение осей
соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 0,5 до 1,2 мм.
Эти
муфты отличает возможность использования
серийно
изготовленных цепей, небольшие габаритные размеры, простота монтажа без
осевых смещений соединяемых валов, способность компенсировать
радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений
деталей муфты и наличия зазоров. Из–за наличия в цепных муфтах
значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с
большими динамическими нагрузками.
Ç
210
À
3,5
Ç
45
82
200
Àã
Рисунок 4 – Эскиз муфты.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
11
3. Проектирование открытой передачи.
Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
12
По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд
существенных
преимуществ:
возможность
передачи
движения
на
сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи;
простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы;
эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от
значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.
Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам:
сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт);
непостоянство
передаточного
отношения;
значительные
габариты;
повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в
процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных
передачах.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
13
4. Проектирование исполнительного органа
4.1. Проектный расчет вала
Принимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного
конца редуктора. d = 45 мм.
Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП, мм определяем
по формуле:
d П  d  2  t 2  1,
(4.1)
где t2– глубина паза в ступице, мм, t2 = 3,8 мм.
d П  45  2  3,8  1  53,6 мм.
для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем : dП = 60 мм.
Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (67,0 мм <
dБП< 71,0 мм) примем dБП =70 мм :
Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 65 мм.
4.2. Подбор подшипников и шпонок.
Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой,
определяем размеры шпонки вала под муфту:
Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:
- высота шпонки
h = 9 мм;
- ширина шпонки
b = 14 мм;
- длина шпонки
l = 70 мм;
- глубина паза вала
t1 = 6 мм;
- глубина паза ступицы
t2 = 3,8 мм.
Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с
барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.
Шпонка призматическая для диаметра вала d = 60 мм:
- высота шпонки
h = 11 мм;
- ширина шпонки
b = 18 мм;
- длина шпонки
l = 100 мм;
- глубина паза вала
t1 = 7 мм;
- глубина паза ступицы
t2 = 4,4 мм.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
14
b
h
t2
d
F
t1
T
l
Рисунок 6 – Эскиз шпоночного соединения.
Для опор вала исполнительного органа применим шариковые
радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 – 90), из-за
возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой
серии № 1212.
- диаметр отверстия
dП = 60 мм;
- диаметр внешнего кольца
D = 110 мм;
- ширина подшипника
В = 22 мм;
- координата фаски
r = 2,5 мм;
- динамическая радиальная грузоподъёмность
Cr = 30,0 кН;
- статическая радиальная грузоподъёмность
C0r = 16,0 кН.
B
r
d
D
r
Рисунок 7 – Эскиз подшипника.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
15
4.3. Проверочный расчет вала на статическую прочность
по эквивалентному моменту
Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в
техническом задании:
Ft = 3500 Н
Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:
(4.2)
S2 = 0,25.Ft =0,25.3500 = 875 Н
Сила натяжения на нагруженной стороне равна:
S1 = Ft + S2 = 3500 + 875 = 4375 Н
(4.3)
Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:
(4.4)
Q = S1 + S2 = 875 + 4375 = 5250 Н
Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ :
Q
Q
 mА F 111  2  (680  111)  2  (111  2  680)  FB  0
111  (5250 )  (680  111)  (5250 )
2
2  2625 Н
FB 
111  2  680
Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 2625 Н.
В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий
момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет
вид:
(4.5)
M ЭКВ  Т 2  М 2 ,
Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является
сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные
крутящий и изгибающие моменты.
ТD = 638,94 Нм
МD = 0,111.2625 = 291,38 Нм
Тогда:
2
2
MAX
M ЭКВ
 ТD  МD ,
(4.6)
MAX
M ЭКВ
 638,94 2  291,38 2  702,24 Нм.
где
Изм Лис
.
т
Максимальное эквивалентное напряжение равно:
MAX
М ЭКВ
 10 3
MAX
ЭКВ 
 [],
0,1  d 3D
dD – Диаметр вала в сечении D,мм.
Тогда:
702,24  10 3
MAX
 ЭКВ 
 25,57 МПа .
0,1  65 3
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
(4.7)
Лис
т
16
111
y
680
111
x
120
A
z
Ñ
w
D
Q
2
F
B
T
À
Q
2
T
T
F
Â
T
638.94 Í ì
ÝT
291.38 Í ì
ÝÌ
Рисунок 8 – Расчетная схема вала исполнительного органа
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
17
Допускаемое напряжение [σ], МПа:
[ ]
[]  и ,
KP
где Kр
– коэффициент режима работы, Kр = 1,8;
[σи] – допускаемое напряжение изгиба, МПа.

[ и ]  Т ,
[n ]
где σТ
– предел текучести материала (Сталь 40Х), σТ = 640 МПа;
[n]
– коэффициент запаса, [n] = 2.
Тогда:
640
[ и ] 
 320 МПа ,
2
[] 
(4.8)
(4.9)
320
 177,78 МПа ,
1,8
25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, – условие выполняется.
4.4. Проверочный расчет подшипников на долговечность
Fr = FA = FВ = 2625 Н;
Х
– коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;
е
– коэффициент осевого нагружения, е = 0,19;
Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
Pr = VXFrKБKТ,
где
V
КТ
КБ
(4.10)
– коэффициент внутреннего кольца, V = 1;
– температурный коэффициент, КТ = 1;
– коэффициент безопасности, КБ = 1,3.
Pr = 1.1.2625.1,3.1 = 3412,5 Н.
Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный
ресурс подшипника:
C r 3 10 6
L10ah  a1  a 23  ( ) 
,
(4.11)
Pr
60  n 3
где a1
– коэффициент долговечности, a1 = 1;
a23 – коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых
свойств материала, a23 = 0,3;
30000 3
10 6
L10ah  1  0,3  (
) 
 46670 ,67 ч,
3412 ,5 60  72,79
Сравниваем с требуемым ресурсом LIah = 9500, ч:
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
18
L10ah  46670 ,67 ч  LIah  9500 ч
Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 – годен.
4.5. Проверочный расчет шпоночного соединения
4.5.1. Проверочный расчет шпонки вала под муфту:
Условие работоспособности шпонки вала:
2  10 3  Т
 см 
 [ см ],
d  lp  k
где
Т
– передаваемый момент, Т = 638.94Нм;
d
– диаметр вала, d = 45 мм;
lр
– рабочая длина шпонки, мм:
lр = l – b = 70 – 14 = 56 мм;
k
– глубина врезания шпонки, мм:
k = h – t1 = 9 – 5,5 = 3,5 мм.
[σсм] –допускаемое напряжение смятия, [σсм]<180 МПа.
2  10 3  638 .94
 см 
 144,8 МПа ,
45  56  3,5
144,5 МПа < 180 МПа
условие выполняется.
где
(4.12)
4.5.2. Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с
барабаном:
Условие работоспособности шпонки вала:
2  10 3  Т
(4.13)
 см 
 [ см ],
d  lp  k
Т
– передаваемый момент, Т = 638.94Нм;
d
– диаметр вала, d = 60 мм;
lр
– рабочая длина шпонки, мм:
lр = l – b = 100 – 18 = 82 мм;
k
– глубина врезания шпонки, мм:
k = h – t1 = 11 – 7 = 4 мм.
[σсм] –допускаемое напряжение смятия, [σсм]<180 МПа.
2  10 3  638.94
см 
 64,9 МПа ,
60  82  4
64,9 МПа < 180 МПа – условие выполняется.
Шпоночное соединение показано на рисунке 6.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
19
Список использованных источников
1. Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г.
Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и
червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому
проектировании по деталям машин. – Челябинск: ЧГТУ, 1992.
2. Справочник конструктора - машиностроителя: В 3 т. – 8-е изд., перераб.
и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. – М.: Машиностроение, 2001.
3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин:
Ученое пособие для техн. спец. вузов. – 6-е изд., исп. – М.: Высш. шк., 2000. –
477с., ил.
4. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. – Л.:
Политехника, 1991. – 384 с.: ил.
5. Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А.
Техническая
документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ:
Ученое пособие. – Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. – 67 с.
6. Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской
документации: Ученое пособие. – Челябинск: ЧГТУ, 1986. – 61 с.
7. Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие.
Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. – 94 с.
8. Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие:
Челябинск: ЧГТУ, 1997. – 94 с.
Изм Лис
.
т
№ докум.
Подпи Да
сь
та
ЮУрГУ.303341.110ПЗ
Лис
т
20