Привод барабанной печи для обжига пирита

МИНИСТЕРСТВО НАУКИ И ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

 

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«НАЦИОНАЛЬНЫЙ ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ

ТОМСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»

|                                                                                                                                                      |

 

 

Институт ЭНИН

Кафедра ТПМ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Привод барабанной печи для обжига пирита

Пояснительная записка к курсовому проекту

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                                 Выполнил:

                                                 студент  группы 5А04

                                                 Сентяков Д.С.

                                                 Проверил преподаватель:

                                                 Наплеков В.И.

 

 

 

 

 

 

 

 

Томск 2012

Задание

 

 

      Спроектировать  привод барабанной печи для  обжига пирита. Начертить сборочный  чертёж редуктора, рабочие чертежи  крышки подшипника, зубчатого колеса  и ведомого вала.

[pic]

Рис. 1. Привод барабанной печи для обжига пирита

 

      1 – электродвигатель;

      2 – муфта;

      3 – редуктор;

      4 – цепная  передача;

      5 – зубчатый  венец.

      Исходные  данные:

      - мощность  на зубчатом венце РЗ = 10 кВт;

      - частота  вращения корпуса печи равна 14 об/мин;

      - передаточное  число открытой зубчатой передачи 12.

      Привод неревесивный  нагрузка постоянная.

Содержание

 

 

         Введение 4

      1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчёт    электро-

         механического  привода 5

      2 Расчёт  зубчатых колёс 7

      3 Предварительный  расчёт валов и выбор подшипников 13

      4 Конструктивные  размеры шестерни и колеса 14

      5 Конструктивные  размеры корпуса редуктора 15

      6 Расчёт  цепной передачи 16

      7 Первый  этап компоновки редуктора 19

      8 Проверка  долговечности подшиников 21

      9 Проверка  просности шпоночных соединений 27

      10 Уточнённый  расчёт валов 28

      11 Анализ  посадок 33

      12 Система  смазки редуктора 36

      13 Сборка  редуктора 40

           Заключение 42

           Список использованной литературы 43

 

 

 

 

Введение

 

 

      Проект –  это комплекс технических документов, относящихся к изделию, предназначенному  для изготовления или модернизации, и содержащий чертежи, расчеты, описание  с принципиальными обоснованиями, и пр.

      Конструктор  должен уметь выполнять кинематические, силовые, прочностные и другие  расчеты; из множества форм, которые  можно придать детали, из множества  материалов, обладающих многочисленными  и разнообразными свойствами, он  должен выбрать такие, которые  позволяют наивыгоднейшим образом  использовать эти свойства для  повышения эффективности и надежности  изделия.

      Целью данной  работы является проектирование  привода в соответствии с предложенной  кинематической схемой.

      Наиболее  существенную часть задания составляет  расчет и проектирование редуктора.

      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. Назначение  редуктора - понижение скорости и  соответственно повышение вращающего  момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

 

 

 

1 Выбор электродвигателя  и кинематический расчёт электромеханического  привода

 

 

      КПД пары  цилиндрических зубчатых колёс  η1 = 0,98 [1, с. 5 табл. 1.1]; коэффициент, учитывающий  потери пары подшипников качения, η2 = 0,99; КПД открытой цепной передачи  η3 = 0,92; КПД муфты η4 = 0,98, КПД зубчатой  открытой передачи 0,96.

      Общий КПД  привода рассчитывается по формуле

[pic].

      Мощность  на зубчатом венце равна РЗ = 10 кВт (по заданию курсового проекта).

      Требуемая  мощность электродвигателя рассчитывается  по формуле

[pic] кВт.

      По ГОСТ 19523 – 81 [1, с. 390 табл. П1] по требуемой  мощности РТр = 12,15 кВт выбирается  электродвигатель трёхфазный асинхронный  короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой  вращения n = 3000 мин-1 4А160S2 с параметрами  РДв = 15 кВт и скольжением s = 2,1%.

      Номинальная  частота вращения вала электродвигателя  рассчитывается по формуле:

[pic] об/мин.

      Угловая  скорость вращения вала электродвигателя  рассчитывается:

[pic] с-1.

      Частота  вращения корпуса печи равна 14 об/мин (по заданию курсового проекта). Так как передаточное число  открытой зубчатой передачи равняется 12 (по заданию курсового проекта), то скорость вращения вала  А (рисунок 1) рассчитывается

[pic] об/мин.

      Рассчитывается  угловая скорость вращения вала  С

[pic] с-1.

      Передаточное  отношение:

[pic].

      Намечается  для редуктора iр = 5, тогда для  цепной передачи:

[pic].

      Угловая  скорость и частота вращения  ведомого вала редуктора рассчитывается  по формулам

[pic] с-1;

[pic] об/мин.

      Результаты  расчётов сведены в таблице 1.

 

 

      Табл. 1. Частоты  вращения и угловые скорости  валов

|Вал А                                           |nА = 168 об/мин                                 |ωА = 17,58 с-1                                  |

|Вал В                                           |n1 = nвВ = 2937 об/мин                          |ω1 = ωвВ = 307 с-1                              |

|Вал С                                           |n2 = nвС = 587,4 об/мин                         |ω2 = ωвС = 61,4 с-1                             |

 

 

      Вращающие  моменты:

      - на валу  шестерни

[pic] Н*м;

      - на валу  колеса

[pic] Н*м

 

 

 

 

      2 Расчёт  зубчатых колёс редуктора

 

 

      Так как  в задании нет особых требований  в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними  механическими характеристиками [1, с. 34 табл. 3.3]

      - для шестерни  – сталь 45, термическая обработка  – улучшение, твёрдость НВ 230;

      - для колеса  – сталь 45, термическая обработка  – улучшение, твёрдость НВ 200.

      Допустимые  контактные напряжения рассчитываются  по формуле [1, с. 33]

[pic],

 где σН lim b  – предел контактной выносливости при базовом числе циклов;

KHL     – коэффициент долговечности;

[SH]      – коэффициент безопасности, [SH] = 1,1.

      Для углеродистых  сталей с твёрдостью поверхностей  зубьев менее НВ 350 и термической  обработкой (улучшением) [1, с. 34 табл. 3.2]

σН lim b = 2*НВ + 70.

      При числе  циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной  эксплуатации редуктора принимается KHL = 1.

      Для шестерни

[pic] Мпа.

      Для колеса

[pic] МПа.

Для прямозубых редукторов для проверки на контактные напряжения выбирается значение контактного напряжения для колеса [SH2], так как оно меньше.

      Коэффициент  КНβ,учитывающий неравномерность  нагрузки по ширине венца, несмотря  на симметричное расположение  колёс относительно опор (рисунок 1), принимается выше рекомендуемого, так как со стороны цепной  передачи действуют силы, вызывающие  дополнительную деформацию ведущего  вала и ухудшающие контакт  зубьев. Предварительно принимается, как в случае несимметричного  расположения колёс, значение КНβ = 1,25 [1, с. 32 табл. 3.1].

      Принимается  для прямозубых колёс коэффициент  ширины венца по межосевому  расстоянию [1, с. 36]

[pic].

      Межосевое  расстояние из условия контактной  выносливости активных поверхностей  зубьев рассчитывается по формуле [1, с. 32]

[pic] мм,

 где Ка = 49,5 – для прямозубых колёс [1, с. 32].

      Ближайшее  значение межосевого расстояния  аw = 180 мм.

      Окружной  модуль зацепления принимается  по следующей рекомендации [1, с. 36]

[pic] мм.

      Принимается  по ГОСТ 9563 – 60* [1, с. 36] mt = 3 мм.

      Определяется  суммарное число зубьев [1, с. 37]

[pic].

      Принимается  суммарное число зубьев 120.

      Рассчитывается  число зубьев шестерни по формуле [1, с. 37]

[pic].

      Принимается z1 = 20. Тогда число зубьев колеса  рассчитывается по формуле

[pic],

      Уточнённое  передаточное число определяется  по формуле [1, с. 37]

[pic].

      Расхождение  с принятым ранее передаточным  отношением iр = 5 не должно превышать 4,5% [1, с. 37]. Ниже проверяется это  условие

[pic] %,

      что меньше  допускаемого 4,5 %.

      Окончательно  принимается передаточное число u = 5.

      Рассчитываются  основные размеры шестерни и  колеса:

      - диаметры  делительные

[pic] мм;

[pic] мм,

      проверка:

[pic] мм;

      - диаметры  вершин зубьев

[pic] мм;

[pic] мм;

      - диаметры  вgпадин зубьев

[pic] мм;

[pic] мм;

      - ширина  колеса

[pic] мм;

      - ширина  шестерни

[pic] мм.

      Определяется  коэффициент шестерни по диаметру

[pic].

      Окружная  скорость колёс рассчитывается  по формуле

[pic] м/с.

             При такой скорости для прямозубых  колёс принимается 8-ая степень  точности [1, с. 32].

      Коэффициент  нагрузки рассчитывается по формуле

[pic],

      При ψbd = 0,83, твёрдости НВ < 350 и несимметричном  расположении колёс с учётом  изгиба ведомого вала от натяжения  цепной передачи КНβ = 1,08 [1, с. 39 табл. 3.5].

      Для прямозубых  передач  КНα = 1 [1, с. 32].

      Для прямозубых  колёс при v > 5 м/с коэффициент  КНv – не учитывается [1, с. 40 табл. 3.6].

      Таким образом, коэффициент нагрузки равен:

[pic].

      Проверяются  контактные напряжения по формуле [1, с. 31]:

[pic] МПа,

      что меньше [σH] = 428 МПа. Условие прочности выполнено.

      Рассчитываются  силы, действующие в зацеплении [1, с. 158]:

      - окружная

[pic] Н;

      - радиальная

[pic] Н.

      Зубья проверяются  на выносливость по напряжениям  изгиба [1, с. 46]

[pic],

 где КF  – коэффициент нагрузки;

      YF  – коэффициент, учитывающий форму зуба;

      Коэффициент  КF  рассчитывается по формуле [1, с. 42]

[pic],

 где КFβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения

     нагрузки по длине зуба (коэффициент концентрации нагрузки);

КFv – коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки

(коэффициент  динамичности).

      При ψbd = 0,83, твёрдости НВ < 350 и несимметричном  расположении зубчатых колёс  относительно опор коэффициент  принимается КFβ ≈ 1,17 [1, с. 43 табл. 3.7].

      Для прямозубых  колёс 8-ой степени точности и  скорости от 8 до 12,5 м/с коэффициент  КFv не учитывается [1, с. 43 табл. 3.8].

      Тогда коэффициент  нагрузки равен:

[pic].

      Принимаются  коэффициенты YF:

      - для шестерни  – YF1 = 4;

      - для колеса  – YF2 = 3,61;

      Допускаемое  напряжение при проверке на  изгиб определяют по формуле [1, с. 43]

[pic],

 где SF – коэффициент безопасности.

      Для стали 45 улучшенной предел выносливости  при отнулевом цикле изгиба [pic] [1, с. 44 табл. 3.9].

      Для шестерни [pic] МПа.

      Для колеса [pic] МПа.

      Коэффициент  безопасности рассчитывается по  формуле [1, с. 43]

[pic].

      Для стали 45 улучшенной коэффициент [SF]' = 1,75 [1, с. 44 табл. 3.9]; коэффициент [SF]'' = 1 – для  поковок и штамповок. Следовательно, [SF] = 1,75.

      Допускаемые  напряжения:

      - для шестерни

[pic] МПа;

      - для колеса

[pic] МПа.

      Проверку  на изгиб следует проводить  для того зубчатого колеса, для  которого отношение [σF]/ YF  меньше. Ниже рассчитываются эти отношения:

      - для шестерни

[pic] МПа;

      - для колеса

[pic] МПа.

      Проверка  на изгиб проводится для колеса [1, с. 46]

[pic] МПа.

      Получили, что:

[pic],

      следовательно, условие проверки зубьев на  выносливость по напряжениям  изгиба выполняется.

 

 

      3 Предварительный  расчёт валов и выбор подшипников

 

 

      Предварительный  расчёт валов проводят на кручение, проводят на кручение, принимая  пониженные допускаемые напряжения.

      Ведущий  вал (рис. 1; вал В).

      Допускаемое  напряжение на кручение принимается [τк] = 25 МПа. Определяется диаметр  выходного конца вала [1, с. 161]

[pic] мм.

      Так как  вал редуктора соединён муфтой  с валом электродвигателя, то  необходимо согласовать диаметры  ротора dдв и вала dв1. У подобранного  электродвигателя [1, с. 391, табл. П2] dдв = 42 мм.

      Типоразмер  муфты выбирают по диаметру  вала электродвигателя, исходя из  условия

[pic] мм.

      Окончательно  принимается dв1 = 36 мм.

      Муфта проверяется  по величине расчётного вращающего  момента [1, с. 277]

[pic].

      k = 1,2 [1, с. 272, табл. 11.3]; Тном = Т1 = 38,97 Н*м.

      Тогда

[pic]

      Размеры  выбранной муфты представлены  в табл. 2.

 

 

      Табл. 2. Параметры  выбранной муфты

|[T], Н*м                           |d, мм                              |D, мм                              |l, не более, мм                    |