Курсовая работа по Детали машин на тему ПРИВОД ПЛАСТИНЧАТОГО КОНВЕЙЕРА

Исходные данные (задание)
Требуется спроектировать электромеханический привод, схема которого представлена на рис. 1 при следующих данных: мощность на ведомом валу привода Рвв = 6,0 кВт, число оборотов ведомого вала nвв = 80 об/мин. Нагрузка постоянная нереверсивная.
Привод состоит из электродвигателя, клиноременной передачи и цилиндрического косозубого редуктора.

1-ведущий шкив; 2-ведомый шкив; 3-шестерня; 4-зубчатое колесо; 5-редуктор; 6-электродвигатель.
Рисунок 1. - Схема привода
Электродвигатель соединяется с входным валом редуктора с помощью ременной передачи, состоящей из ведущего и ведомого шкивов. Вращение от шкива 1 к шкиву 2 передается при помощи ремня. От шкива 2 вращение через цилиндрическую передачу передается к выходному валу редуктора.
2. Определение кинематических параметров привода
2.1 Подбор стандартного электродвигателя
Входная мощность Рэд на валу электродвигателя, которая обеспечит заданную мощность на выходном валу привода Рвв определяется с учетом потерь в элементах привода из формулы общего коэффициента полезного действия (КПД):
ηобщ = .
Общий КПД заданного привода определяется по формуле:
ηПР = η1·η2·,
где η1 – КПД ременной передачи; η2 – КПД зубчатой передачи;
η3 – КПД одной пары подшипников, m – число пар подшипников качения в приводе.
Для клиноременной передачи рекомендуется η = 0,94…0,96, принимаем η1 = 0,96; Для зубчатой цилиндрической передачи η2 = 0,96…0,98; КПД одной пары подшипников качения – η3 = 0,99…0,995.
В данной конструкции 2 пары подшипников (т.е. m = 2). Тогда:
ηПР = 0,96·0,97·0,992 = 0,913.
Входная (требуемая) мощность электродвигателя:
РРЭД = = = 6,6 кВт.
Задаемся передаточными числами передач привода:
клиноременная передача – U1 = 3;
зубчатая цилиндрическая – U2 = 4;
Определяем передаточное число привода:
UПР = U1·U2 = 3·4 = 12.
Определяем потребную частоту вращения вала электродвигателя:
= nвв·UПР = 12·80 = 960 об/мин.
Выбираем электродвигатель марки 4А 132М6 с мощностью РЭД = 7,5 кВт, = 970 об/мин.
2.1 Определение передаточных чисел элементов привода
Определяем фактическое передаточное число привода:
= = = 12,13.
Разбиваем фактическое передаточное число привода на передаточные числа передач привода с учетом рекомендаций и стандартного ряда на передаточные числа:
примем передаточное число клиноременной передачи – UСТ1 = 3,0;
передаточное число зубчатой передачи определится по формуле:
= = = 4,04.
Определяем фактическое передаточное число с учетом принятых передаточных чисел:
= = 3,0·4,04 = 12,12.
Определяем фактическую частоту вращения выходного вала привода:
= = = 80,03 об/мин.
Определяем отклонение фактической частоты вращения выходного вала от заданной
∆n = = ·100% = 0,04 % < 5%. Условие выполняется.
Определяем частоты вращения валов привода:
n1 = = 970 об/мин;
n2 = = = 323,3 об/мин;
n3 = = = 80,03 об/мин;
Определяем вращающие моменты на валах привода:
Т1 = 9550· = 9550· = 64,98 Н·м;
Т2 = Т1··η1·η3 = 64,98·3,0·0,96·0,99 = 185,3 Н·м;
Т3 = Т2··η2·η3 = 185,3·4,04·0,97·0,99 = 718,9 Н·м;
Результаты расчетов частот вращения валов и вращающих моментов на валах привода приведены в таблице 1.
Таблица 1 – Частоты вращения валов и вращающих моментов на валах привода
Вал
1
2
3
n, об/мин
970
323,3
80,03
Т, Н·м
64,98
185,3
718,9

3. Расчет и конструирование клиноременной передачи
Мощность на ведущем валу РЭД = 7,5 кВт.
Частота вращения ведущего вала (шкива) - n1 = 970 об/мин.
Частота вращения ведомого вала (шкива) – n2 = 323,3 об/мин.
Передаточное число ременной передачи U1 = 3,0.
Вращающий момент на ведущем шкиве (ведущем валу) Т1 = 64,98 Н·м.
По номограмме [1, с.86] в зависимости от мощности на ведущем валу и частоты вращения выбираем ремень сечения А = 81 мм2.
В зависимости от вращающего момента на валу двигателя (Т1 = 64,06 Н·м.) и выбранного сечения ремня минимальный диаметр ведущего шкива d1min = 90 мм [1, с.87, табл.5.4]. В целях повышения срока службы ремней принимаем ведущий шкив на два порядка выше из стандартного ряда - d1 = 125 мм.
Определяем диаметр ведомого шкива d2, мм:
d2 = d1·U·(1 – ε) = 125·3,15·(1 – 0,01) = 389,8 мм.
где U – передаточное число ременной передачи; ε – коэффициент скольжения, для выбранного ремня ε = 0,01.
Выбираем стандартное ближайшее значение d2 = 400 мм [1, табл. К40].
Определяем фактическое передаточное отношение Uф и проверяем его отклонение ∆U (≤ 3%) от заданного U:
Uф = = = 3,23.
∆U = ·100% = ·100% = 2,5% < 3%.
Пересчитываем n2:
n2 = = = 892,3 об/мин.
Определяем ориентировочное межосевое расстояние:
аmin ≥ 0,55·(d1 + d2) + h = 0,55·(125 + 400) + 8 = 296,8 мм,
где h – высота сечения клинового ремня, h = 8 мм [1, табл. К31].
аmax = 2·(d1 + d2) = 2·(125 + 400) = 1050 мм.
аср = (296,8 + 1050)/2 = 673,4 мм.
Принимаем, а = 650 мм.
Определяем расчетную длину ремня l, мм:
l = 2а + π/2·(d1 + d2) + (d2 - d1)2/4а = 2·650 + 3,14/2·(125 + 400) + (400 – 1250)2/4·650 = 2153,34 мм.
Выбираем ближайшую из стандартного ряда длину l = 2240 мм [1, табл. К31].
Уточняем значение межосевого расстояния по стандартной длине:
а = 1/8 {2l - π·(d1 + d2) + } =
= 1/8 {2·2240 – 3,14·(125 + 400) + } = 694 мм.
При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения, а на 0,01l = 22,4 мм; для натяжения ремней – увеличения, а на 0,025l = 56 мм.
Определяем угол обхвата ремнем ведущего шкива α1, град.:
α1 = 180° - 57°·(d2 – d1)/а = 180° - 57°·(400 – 125)/694 = 157°>120°.
Определяем скорость ремня υ, м/с:
υ = = = 18,97 = 19 м/с < [υ] = 25 м/с – для клиновых ремней [1, с.88].
Определяем допускаемую мощность, передаваемую одним клиновым ремнем
[P] = [Р0]·Ср·Сα·Сl·Cz = 3,01·1,0·0,94·1,05·0,95 = 2,82 кВт,
где [Р0] – допускаемая приведенная мощность передаваемая одним клиновым ремнем определяемая по табл. 5.5 [1, с.89] [Р0] = 3,01 кВт; Ср – коэффициент учитывающий режим работы, при спокойной нагрузке Ср = 1,0; Сα – коэффициент угла обхвата ведущего шкива α1, по табл. 5.2 [1, с.82] Сα = 0,94; Сl – коэффициент влияния отношения расчетной длины ремня к базовой, принимаем по табл. 5.2 [1, с.82] Сl = 1,05; Cz – коэффициент числа ремней в комплекте передачи, при ожидаемом числе ремней z = 2÷3, Cz = 0,95 [1].
Определяем количество клиновых ремней z:
z = PЭД/[P] = 7,5/2,82 = 2,66.
Принимаем 3 клиновых ремня типа А.
Окружное усилие, передаваемое ременной передачей
Ft = PЭД/ υ = 7,5·103/19 = 394,7 Н.
Определяем силу предварительного натяжения ветви клинового ремня F0, Н:
F0 = = = 124,9 Н.
Определяем силу натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей, Н:
F1 = F0 + Ft/2·z = 124,9 + 394,7/2·3 = 190,68 Н;
F2 = F0 - Ft/2·z = 124,9 - 394,7/2·3 = 59,12 Н.
Определяем силу давления ремней на вал FОП, Н:
FОП = 2·F0·z·sin α1/2 = 2·124,9·3·sin 157/2 = 732,9 Н.
Прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви σmax, Н/мм2:
σmax = σ1 + σи + συ ≤ [σ]р = 10 Н/мм2,
где σ1 – напряжение растяжения, σ1 = F0/А + Ft/2·z·А = 124,9/81 + 394,7/2·3·81 = 2,35 Н/мм2, где А – площадь сечения ремня, А = 81 мм2;
σи – напряжение изгиба, σи = Еи·h/d1 = 80·8/125 = 5,12 Н/мм2,
где Еи – модуль продольной упругости при изгибе, Еи = 80 Н/мм2 [1],
h - высота ремня – 8 мм.
συ – напряжение от центробежных сил,
συ = ρ·υ2·10-6 = 1300·192·10-6 = 0,47 Н/мм2.
где ρ – плотность материала ремня, ρ = 1300 кг/м3.
σmax = 2,35 + 5,12 + 0,47 = 7,94 Н/мм2 < 10 Н/мм2.
Условие σmax ≤ [σ]р выполняется.