Расчёт привода зернового элеватора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Технический уровень всех отраслей народного хозяйства в значительной мере определяется уровнем развития машиностроения. На основе развития машиностроения осуществляется комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

В данном курсовом проекте осуществлен расчёт привода зернового элеватора, состоящего из электродвигателя, ременной и цепной передач а так же редуктора.

Ременная передача состоит из ведущего, ведомого шкивов и охватывающего их ремня. Ее применяют, как правило, в тех случаях, когда валы по условиям конструкции расположены на значительных расстояниях. Наибольшие межосевые расстояния характерны для плоскоременных передач.

Долговечность ремней приблизительно составляет 1000 - 5000 часов. Габариты передач возрастают с увеличением диаметров шкивов. Однако, долговечность ремней и КПД передач резко падают с уменьшением размеров. Поэтому следует избегать минимальных диаметров шкивов, если габариты передачи позволяют это.

В современном сельхозмашиностроении наибольшее распространение имеют клиновые ремни, поэтому для студентов специальности "Механизация сельского хозяйства" предлагается методика расчета клиноременных передач.

Цепная передача состоит из ведущей и ведомой звездочек и цепи, охватывающей звездочки и зацепляющейся за их зубья. Применяют также цепные передачи с несколькими ведомыми звездочками. Кроме перечисленных основных элементов, цепные передачи включают натяжные устройства, смазочные устройства и ограждения. Цепь состоит из соединенных шарнирами звеньев, которые обеспечивают подвижность или «гибкость» цепи. Цепные передачи могут выполняться в широком диапазоне параметров. Широко используют цепные передачи в сельскохозяйственных и подъемно-транспортных машинах, нефтебуровом оборудовании, мотоциклах, велосипедах, автомобилях. Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи. Редуктор предназначен для понижения угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Схема привода График нагрузки:

Исходные данные.

Мощность рабочего органа:

=3 кВт



Угловая скорость рабочего органа:

=2 об/мин

Коэффициент использования суточный:

Кс = 0,6

Коэффициент использования годовой:

Кг = 0,5



1. Энерго - кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Наибольший длительно действующий момент рабочего органа:

(1.1)

Моменты и время их действия:

T_max=Т_(р.о.)*1,4=1500*1,4=2100Н•м

T_min=Т_(р.о.)*0,4=1500*0,4=600Н•м

t1=0,003*5=0,015 лет

t2=0,5*5=2,5 года

t3=0,4*5=2 года

Эквивалентный момент:

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

= _{р.п.ц.п.з.п.} =0.96*0,95*0,98=0,89; (1.3)

где

_р.п. - КПД ременной передачи принимаем равным 0,96;

_ц.п. - КПД цепной передачи принимаем равным 0,95;

_з.п. - КПД зубчатой закрытой цилиндрической передачи принимаем равным 0,98;

Мощность по эквивалентному моменту:

Минимально необходимая мощность двигателя, учитывая возможную его перегрузку:

Выбираем двигатель асинхронный короткозамкнутый серии 4А общепромышленного применения; закрытый, обдуваемый. С номинальной мощностью:

Р_дв.= 2,2 кВт

и номинальной частотой вращения:

n_дв.= 950 об/мин

Тип двигателя 4А100L6Y3.



1.2 Определение исходных данных для расчета передач привода

Для расчета передач необходимо определить передаточное число каждой передачи, угловые скорости и моменты сил всех валов, число циклов перемен напряжений. Не следует забывать, что угловые скорости валов обусловлены угловой скоростью вала двигателя, а моменты валов - моментом вала рабочего органа. Последовательность расчета представлена следующей схемой.

Угловая скорость двигателя:

Общее передаточное число:

Разбить общее передаточное число по ступеням:

Для передач выбрали следующие передаточные числа:

;

;

.



Угловые скорости валов привода через угловые скорости вала двигателя:

щ2 = щдв. / u1-2 = 99/2,06= 48,06 рад/c; (1.9)

щ3 = щ2 / u2-3 = 48,06/8= 6 рад/c; (1.10)

щ4 = щ3 / u3-4 = 6/3= 2рад/с. (1.11)

Крутящие моменты валов привода по моменту рабочего органа:

(1.12)

(1.13)

(1.15)

Строим циклограммы валов редуктора:



2. Ременная передача

2.1 Основные размеры клиноременной передачи

По номограмме на рис. 2.1[2] в зависимости от частоты вращения меньшего ведущего шкива:

n=950 об/мин

и передаваемой мощности

P=2,2 кВт

принимаем сечение клинового ремня А:

Диаметр большего шкива, учитывая упругое скольжение



(2.1)

Где:

о=0,01

упругое скольжение ремня

Согласно табл. 2.2[2] принимаем:

.

Уточнить передаточное отношение:

Частота вращения ведомого шкива:

Скорость ремня:



Ориентировачно принимаем межосеовое расстояние при передаточном отношении:

u=2:

Минимальная длина ремня по допустимому числу пробегов:

Длина ремня по принятому межосевому расстоянию:

Где:

По формуле следует:

по таблице 2.2[2] принемаем межосевое расстояние:

L=900мм

По стандартной длине ремня уточнияем межосевое расстояние:

Вычисляем угол охвата ремнем меньшего шкива:

2.3 Расчет передачи по тяговой способности

Коэффициент учитывающий угол охвата ремнем ведущего шкива примем по табл. 2.3[2]:

Коэффициент учитывающий длину примем по табл.2.4[2]:

Коэффициент учитывающий режим работы передачи и характер нагрузки примем по табл. 2.5[2]:



Расчитаем мощность передачи одним ремнем в условиях эксплуатации, примем мощность по графику 2.3[2]:

Ориентировочно найти число ремней в передачи:

принемаем коэффициент числа ремней по табл. 2.6:

Вычисляем предварительное натяжение ветви одного ремня:

Нагрузка на валы:



3. Цепная передача

3.1 Расчет передчи роликовой цепью

Определяем коэффициент нагрузки, учитывающий условия монтажа и эксплуатации передачи (табл3.1[2]):

K_э = К_аK_дK_смK_накK_регK_реж = 1*1*1,3*1*1,1*1=1,43; (3.1)

где К_а - коэффициент, учитывающий межосевое расстояние, принимаем равным 1;

K_д - коэффициент зависящий от динамичности нагрузки принимаем равным 1;

K_см - коэффициент, учитывающий способ смазывания, принимаем периодический способ смазывания цепи равным 1,3;

K_нак- коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, принимаем равным 1;

K_рег - коэффициент, зависящий от способа регулирования цепи, принимаем равным 1,1;

K_реж - коэффициент, учитывающий периодичность работы передач, принимаем равным 1. Мощность цепной передачи:

Частота ведущей звездочки по угловой скорости:



Определяем число зубьев ведомой звездочки:

Z₄ = Z₃u_ц = 25*3=75; (3.4)

где u_ц- передаточное число цепной передачи принемаем равным:

u_ц=3

Z₃ - число зубьев ведущей звездочки принемаем равным:

Z₃=25

Принимаем число зубьев ведомой звездочки равным 75.

Ближайшее к частоте вращения ведущей звездочки табличное значение частоты вращения принемаем:

n₀₁=50 об/мин (табл. 3.3[2])

Расчетная мощность, передаваемой цепной передачи:

По вычисленным данным расчетной мощности:



И частоте вращения ведущей звездочки:

n₀₁=50 об/мин

Подбираем приводную роликовую цепь при работе с 25 зубой приводной звездочкой принемаем цепь типа ПР-31,75-88500^”, ГОСТ-13568-75. Принемаем характеристики цепи по табл. 3.4 и 3.5[2]:

t= 31,75мм;

d= 9,5мм;

b= 27,46мм;

i_p=1;

q_m=3,8кг/м;

[n]=7,4;

=88500

Диаметры делительных окружностей ведущей D₃ и ведомой D₄ звездочек:



Определяем скорость цепи:

Сила тяги:

Давление в шарнире цепи:

По табл.3.3[2] записываем допускаемое давление:

[q]=35мПа.

Проверяем условие ограничения быстроты износа шарниров цепи, при котором обеспечивается долговечность в пределах рекомендуемых норм не менее 3000-5000 часов;



Находим предварительное межосевое расстояние:

Число звеньев цепи:

Округляем получившиеся результат до целого четного числа:

i=140 мм

Уточняем межосевое расстояние:

в формулу подставляем числовые данные:



Длина цепи:

Натяжение цепи от собственого веса:

(3.15)

где коэффициент угла наклона передачи к горизонту, принемаем равным 1,5;

Подстваляем в формулу (3.15) данные:

Натяжение цепи от центробежной силы:

Проверка запаса прочности цепи:

По табл. 3.4[2] значение коэффициента запаса прочности принемаем:

[n]=7,4Н

.



Нагрузка на валы цепной передичи:



4. Расчет редуктора

4.1 Расчет зубчатых колес

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 3.3[1])

- сталь : 40Х

- термическая обработка :поверхностная закалка с нагревом ТВЧ

- твердость : HRC 55

По табл. 3.2[1] для стали с твердостью поверхностей зубьев менее HB 350 и термической обработкой:

K_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL- 1; коэффициент безопасности:

[S_H]=1,2.

Для прямозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение:

Коэффициент К_Нв, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор (см.схему привода), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1[1], как в случае несимметричного расположения колес, значение:

К_Нв=1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию:

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев:

В формулу 4.3 потставляем числовое значение:

Где для косозубых колес:

49,5

а передаточное число нашего редуктора:

.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 a_w = 140 мм (см. с. 36[1]).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

Принимаем по ГОСТ 9563-60* = 2 мм (см. с. 36[1]).

Определим числа зубьев шестерни и колеса:

Принемаем:

; тогда

Принемаем:

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:



Проверка:

диаметры вершин зубьев:

+

ширина колеса:

ширина шестерни:

Определяем коэффициента ширины по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для прямозубых колес следует принять 7-ю степень точности.

Коэффициент нагрузки:

K_H=K_HвK_HбK_Hv. (4.16)

Значения даны в табл. 3.5[1]; при:

?_bd = 1,6

Твердости НВ ? 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи

K_Hв ?1,22

По табл. 3.4[1] при:

V = 0,91 м/с

и 7-й степени точности:

K_Hб=1,02.

По табл. 3.6[1] для прямозубых колес при V?5 м/с имеем K_Hv не существует. Таким образом:

К_H = 1,22* 1,02 = 1,24



Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки:

По табл. 3.7[1] при:

,



Твердости НВ?350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор:

.

По табл. 3.8[1]:

K_Fv=1,15.

Таким образом, коэффициент:

;

Y_F -коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v, у шестерни:

z_v1=z₁=19;

У колеса:

z_v2=z₂=120;

Y_F1=4,06 и Y_F2=3,6.

Допускаемое напряжение по формуле:



По табл. 3.9[1] для стали 40Х поверхностной закалкой с нагревом ТВЧ

HB ? 350

Коэффициент безопасности:

[S_F]= [S_F]' [S_F]'',

Где:

[S_F]'=1,75(по табл.3.9[1]),

[S_F]''=1 (для поковок и штамповок ).

[S_F]=1,75.

Подставляем в формулу (4.23) числовые данные:

Находим отношения

:

Для шестерни:



Для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

где для средних значений коэффициента торцового перекрытия:

и 7-й степени точности

Проверяем прочность зуба колеса по формуле (4.21):

4.2 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал: диаметр выходного конца при допускаемом напряжении

[ф_k] = 25 МПа

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда (см. §8.2.[1]):

.

Примем под подшипниками:

Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимаем:

[ф_k] = 20 МПа.

Ведомый вал:

Диаметр входного конца вала по формуле (4.26):



Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (см. §8.2.[1]):

.

Диаметр вала под подшипниками принимаем

,

под зубчатым колесом

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.



4.3 Конструктивные размеры редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

27)

Принимаем:

д= 8мм;

Принимаем:

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки. Верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

нижнего пояса корпуса:

Принимаем:



Диаметр болтов. Фундаментных:

крепящих крышку к корпусу у подшипников:

соединяющих крышку с корпусом

Подставляем числовые значения в формулы (4.32), (4.32), (4.34):

Принимаем болты с резьбой М16;

Принимаем болты с резьбой М12;

Принимаем болты с резьбой М8.

4.4 Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал.

Из предыдущих расчетов имеем:

,

,

;

Из первого этапа компоновки

l₁=48,5 мм

Реакции опор: в плоскости xz:

В плоскости yz:

Подставляем числовые значения в формулу (4.36):

Проверка:



Суммарные реакции:

Подставляем числовые значения в формулы (4.38):

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 2.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 206:

d = 30 мм;

D= 62 мм;

В = 16 мм;

С = 19,5 кН;

С₀ = 10,0 кН.

Эквивалентная нагрузка:

в которой радиальная нагрузка:

Н;

(вращается внутреннее кольцо);



Коэффициент безопасности для приводов зерновых элеваторов:

; .

Подставляем данные в формулу (4.39):

Расчетная долговечность:

Расчетная долговечность:

Здесь:

= 461,17 об/мин

- частота вращения ведущего вала. Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

,

,

.



Нагрузка на вал от цепной передачи

F_B = 6970Н.

Составляющие этой нагрузки:

F_BX = F_BY = F_B sin г = 6970 sin 45° = 4928,53 H. (4.42)

Из первого этапа компоновки:

l₂ = 52,5 мм и l₃ = 52,5 мм.

Реакции опор: в плоскости xz:

Подставляем числовые значения в формулы (4.43), (4.44):

Проверка:

В плоскости yz:

Проверка:

Суммарные реакции:

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 213:

d = 65 мм;

D= 120 мм;

В = 23 мм;

С = 56,0 кН;

С₀ = 34,0 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле :

Расчетная долговечность по формуле :

Расчетная долговечность по формуле :

Здесь:

об/мин

- частота вращения ведомого вала. Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч (минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 206 имеют ресурс:

,



А подшипники ведомого вала 213 имеют ресурс

.

4.5 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок- по ГОСТ 23360-78 (см. табл. 8.9[1]). Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условие прочности:

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице

МПа.

Ведущий вал:

d= 28мм;

b х h= 8 x 7мм;

t₁=4 мм;

Длина шпонки l=56мм; момент на ведущем валу:



Подставляем в формулу (4.51):

Ведомый вал.

Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

Проверяем шпонку под звездочкой:

d = 60 мм;

b х h = 18 х 11 мм;

t₁ = 7 мм;

Длина шпонки l = 80 мм (при длине ступицы звездочки 85 мм); момент:

Подставляем в формулу (4.51):

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено:



4.6 Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s ?[s].

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т. е. сталь 40Х термическая обработка - поверхностная закалка с нагревом ТВЧ. По табл. 3.3[1] при диаметре заготовки до 120 мм в нашем случае:

d_a1 = 42 мм

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:



Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через ременную передачу рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

Где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла:

При:

d = 28 мм;

b = 8 мм;

t₁ = 4 мм.



По формуле (4.55) определяем амплитуду и среднее напряжение отнулевого цикла:

Принимаем:

(см. табл. 8.5[1]),

(см. табл. 8.8[1])

(см. с. 166[1]),

Подставляем в формулу :

ГОСТ 16162-78 указывает на то, чтобы конструкция редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть: 2,5, при:

25-10³ Н•мм < Т_Б< 250•10³ Н•мм.

Приняв у ведущего вала длину посадочной части ведомого шкива ременной передачи l= 70 мм.



Получим изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где - эффективный коэффициент нормальных напряжений, принимаем равным 1,9 (табл.8.2-8.7[1]); - масштабный фактор для нормальных напряжений, принимаем равным 0,77 (табл. 8.8[1]); - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, так как:

F_a=0,

То принимаем равным 0.

Результирующий коэффициент запаса прочности:

Получился близким к коэффициенту запаса:

.



Это незначительное расхождение свидетельствует о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту и согласованные с расточками стандартных шкивов, оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений.

Такой большой коэффициент запаса прочности (7,28 или 6,67) объясняется тем, что диаметр вала был увеличен при конструировании для соединения его стандартным шкивом ременной передачи.

По той же причине проверять прочность в сечениях Б-Б и В-В нет необходимости. Ведомый вал. Материал вала- сталь 40Х поверхностно закаленная с нагревом ТВЧ;

(см. табл. 3.3[1]).

Предел выносливости по формулам :

Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 70мм.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки (см. табл. 8.5[1]):

;

масштабные факторы:



Крутящий момент:

Т₃ = 717,12•10³ Н•мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А:

Момент сопротивления кручению по формуле:

(4.56) (

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений.



По формуле (4.55):

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Среднее напряжение:

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (4.58):

Определяем по формуле (4.54) коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:



Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А по формуле (4.59):

Сечение К-К. концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7[1]):

и

Принимаем:

?_ф=0,1.

Изгибающий момент:

Осевой момент сопротивления:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба по формуле (4.64):

- среднее напряжение.

Полярный момент сопротивления:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений по формуле (4.55): редуктор двигатель привод электродвигатель

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям по формуле (4.58):

По формуле (4.54) определяем коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

Определяем результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К по формуле (4.59):



Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена переходом от ш 65

мм к ш 60 мм: при:

;

Коэффициенты концентрации напряжений (см. табл. 8.2[1]):

;

Масштабные факторы:

.

Внутренние силовые факторы те же, что и для сечения К-К равное:

Определяем осевой момент сопротивления сечения по формуле (4.66):

Амплитуда нормальных напряжений изгиба по формуле (4.64):



Полярный момент сопротивления по формуле (4.67):

Определяем амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений по формуле (4.55):

По формулам (4.58) и (4.54) определяем коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л по формуле (4.59):

Сечение Б-Б. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки: коэффициенты концентрации напряжений:

;



Масштабные факторы:

.

По формуле (4.65) определяем изгибающий момент (положим x₁ = 60 мм):

Момент сопротивления сечения нетто по формуле (4.63) при:

:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба по формуле (4.64):

среднее напряжение:

Момент сопротивления кручению по формуле (4.56):



Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений по формуле (4.55):

Коэффициенты запаса прочности определяем по формулам (4.58) (4.54):

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения Б-Б по формуле (4.59):

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение	А-А	К-К	Л-Л	Б-Б
Коэффициент запаса s	11	4,84	6,97	4,75

Во всех сечениях s > [s].

Размещено на Allbest.ru