Курсовая работа: Привод ковшового элеватора

Министерство образования Республики Беларусь

Учреждение образования

Белорусский государственный технологический университет

Пояснительная записка

к Курсовому проекту

по дисциплине: Основы конструирования и проектирования

на тему: Привод ковшового элеватора

Выполнила

студентка 2 курса

Мороз О.С.

Минск 2005

Введение

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

Срок службы Lh, ч,

Lh = 365· Lr tc Lc. (1.1)

где Lr - срок службы привода, лет; tc - продолжительность смены, ч; Lc - число смен.

Lh = 365· 3 · 8 · 2 = 17520 ч.

Принимаем время простоя машинного агрегата 15% ресурса. Тогда

Lh = 17520 · 85 / 100% = 14892 ч.

Рабочий ресурс привода принимаем Lh = 15000 ч.

Табличный ответ к задаче:

Таблица 1.1. Эксплуатационные характеристики машинного агрегата

Задача 2. Выбор двигателя. Кинематический расчет привода

2.1 Определение номинальной мощности и номинальной частоты вращения двигателя

1. Определим мощность рабочей машины Pрм, кВт:

Ррм = F · v, (2.1)

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

Подставляя значения в (2.1) получаем:

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

2. Определим общий коэффициент полезного действия привода:

 = пк2 · пс · м · зп · ц

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 Рдв, кВт:

Рдв = Ррм /  (2.2)

Рдв = 2,45 / 0,87 = 2,8 кВт.

4. Определим номинальную мощность двигателя Рном, кВт:

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

Рном  Рдв

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

Таблица 2.1. Технические данные различных типов двигателей

Каждому значению номинальной мощности Рном 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:

nрм =60 · 1000 · v / ( ¶·D)(2.3)

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

Подставляя значения в (2.3) имеем:

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

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

U = nном / nрм(2.4)

U 1 = 700 / 69 =10,14

U 2 = 955 / 69 =13,84

U 3= 1435/69 =20,79

U 4= 2840/69 =41,16

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

U оп = U/ U зп (2.5)

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

Таблица 2.2 Варианты разбивки передаточного числа

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

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

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

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

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

[nрм] = nрм + ∆nрм = 69+1,05=70,05 об / мин;

отсюда фактическое передаточное число привода

Uф = nном / [nрм] = 955 / 70,05 = 13,6.

Передаточное число открытой передачи

U оп = Uф / U зп = 13,6 / 4 =3,4.

Таким образом, выбираем двигатель 4АМ112MА6УЗ c Рном = 3,0 кВт, nном = 955 об / мин); передаточные числа: привода U = 13,6, редуктора Uзп = 4, цепной передачи Uоп = 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 Рдв и его номинальной частоты вращения nном при установившемся режиме. Расчеты проводятся в таблице 2.3.

Таблица 2.3. Определение силовых и кинематических параметров привода.

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 2.4:

Таблица 2.4. Силовые и кинематические параметры привода.

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, Dпред = 125 мм; для колеса твердость 269…302 HB, термообработка — улучшение, Sпред = 80 мм.

в) Определяем среднюю твердость зубьев шестерни и колеса:

HB 1ср. = (50+45) / 2 = 47,5HRC=450 HB

HB2ср =(269+302) / 2 = 285,5НВ.

3.2 Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни []H1 и колеса []H2:

а) Рассчитываем коэффициент долговечности КHL:

Наработка за весь срок службы:

для колеса

N2 = 573· Lh· 2 = 573 · 15000· 25 = 214,9 · 106 циклов,

для шестерни

N1 = 573· Lh·  = 573 · 15000· 100 = 859,5 · 106 циклов.

Число циклов перемены напряжений NН0, соответствующее пределу выносливости, находим по табл. 3.3 [1, с.51] интерполированием:

Nно1= 68 · 106 циклов и Nно2 = 22,7 · 106 циклов.

Т.к. N1 > Nно1 и N2 > Nно2 , то коэффициенты долговечности KHL1 = 1 и KHL2 = 1.

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

[]но1 = 14 HRC ср. +170=14·47,5 +170=835 Н/мм2

для колеса

[]но2 = 1,8· HB 2ср +67 = 1,8 · 285,5 + 67 = 580,9 Н/мм2

в) Определяем допускаемое контактное напряжение:

для шестерни []н1= KHL1· []но1= 1 · 835 = 835 Н/мм2,

для колеса []н2 = KHL2· []но2 = 1 · 580,9 = 580,9 Н/мм2.

Т.к. HB1ср - HB2ср > 70 и HB2ср =285,5<350HB, то значение []н рассчитываем по среднему допускаемому значению из полученных для шестерни и колеса:

[]н =0,45([]н1+[]н2) = 637,2 Н/мм2.

При этом условие []н < 1.23· []н2 соблюдается.

3.3 Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни []F1 и колеса []F2.

а) Рассчитываем коэффициент долговечности KFL.

Наработка за весь срок службы : для шестерни N1 = 859,5 · 106 циклов, для колеса N2= 214,9 · 106 циклов.

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости, NF0 = 4· 106 для обоих колес.

Т.к. N1 > NF0 и N2 > NF0, то коэффициенты долговечности KFL1 = 1 и KFL2 = 1.

б) По табл. 3.1 /1/ определяем допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов перемены напряжений NF0:

для шестерни []Fo1= 310 Н/мм2 , в предположении, что m<3 мм;

для колеса []Fo2 =1,03· HB2ср=1,03 · 285,5 = 294 Н/мм2

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни []F1= KFL1· []Fo1= 1 · 310 = 310 Н/мм2,

для колеса []F2= KFL2· []Fo2= 1 · 294 = 294 Н/мм2.

Т.к. передача реверсивная, то []F уменьшаем на 25%: []F1 = 310 · 0,75 = 232,5 Н/мм2; []F2 = 294 · 0,75 = 220,5 Н/мм2.

Табличный ответ к задаче представлен в табл. 3.1:

Таблица3.1. Механические характеристики материалов зубчатой передачи.

Задача 4. Расчет зубчатых передач редуктора

4.1 Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

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

Производим определение межосевого расстояния аW, мм по формуле:

aw= Kнβ Ka (U+1) 3√(T2 103 )/(a U2 []2H), (4.1)

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

б) ψa = b2 / aw — 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/мм2;

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

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

Полученное значение aw округляем до 80 мм.

2. Определяем модуль зацепления m, мм:

m ≥ 2 Km T2 103/(d2 b2 []F) ,(4.2)

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

б) d2 = 2 aw U / (U+1) ,(4.3)

где d2 делительный диаметр колеса, мм;

d2=2· 80 · 4 /( 4 +1)= 128 мм;

в) b2 = aaW ширина венца колеса, мм:

b2 = 0,32 · 80 = 25,6 мм.

Полученное значение b2 округляем до 26 мм.

г) []F допускаемое напряжение изгиба материала колеса с менее прочным зубом, []F = 294 Н/мм2;

m = 2· 5,8 · 105,4 · 103/( 128,0 · 25,6 · 294 ) = 1,3 мм.

m = 1,5мм

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

min = arcsin(3,5 m / b2),(4.4)

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

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

z = z1 + z2 = 2 aw cos min / m,(4.5)

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

Округляем полученное значение в меньшую сторону до целого числа:

z = 104

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

 = arccos(z m / (2 aw)),(4.6)

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

6. Определяем число зубьев шестерни:

z1 = z / (U + 1),(4.7)

z1 = 104 / (4 + 1) ≈ 21.

7. Определяем число зубьев колеса:

z2 = zΣ – z1 = 104 - 21 = 83

8. Определяем фактическое передаточное число Uф:

Uф = z2 / z1,(4.8)

Uф = 83 / 21 = 3,95.

Проверяем отклонение фактического передаточного числа от заданного U:

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

9. Определяем фактическое межосевое расстояние для косозубых передач:

aw = (z1 + z2) m / (2 cos ).(4.9)

Подставляя в (4.9) получ