Проект ленточного конвейера (125099)

Посмотреть архив целиком


Введение


Согласно заданию требуется разработать привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя, червячного редуктора.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатые и червячную передачи, спроектировать и проверить пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора, разработать рабочие чертежи деталей.

Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются на смятие и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.

При расчёте и проектировании ставится цель: получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.






1. Кинематический расчёт привода


1.1 Схема привода


Рисунок 1. Схема привода и график нагрузки


На схеме обозначены:

1-электородвигатель,

2-муфта,

3-редуктор,

4-муфта,

5-барабан. Движение от электродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора, далее, через цилиндрическую косозубую передачу 1-2 на промежуточный вал 2-3 редуктора и, затем, через червячную передачу 3-4 на выходной вал 4 редуктора, затем через муфту на приводной барабан.


1.2 Выбор электродвигателя


Определение требуемой мощности электродвигателя


Рэд = Рвых / общ ,


где Рвых - общая мощность на выходе, кВт.

общ - общий КПД привода;

общ= 3ч4пм ,

где з - КПД зубчатой передачи 1-2;

ч - КПД червячной передачи 3-4;

п - КПД пар подшипников;

м - КПД муфты

общ = 0,89 0,940.98 0,99= 0,81

Рвых = Ft  V, где Ft - окружное усилие на барабане, кН ;

V - скорость ленты конвейера, м/с;

Рвых = 3650∙0,9 = 3285Вт = 3,285 кВт;

Рэд = ,

Определение требуемой частоты вращения вала


nэ.тр = nвыхi12i34


где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2

i34 - передаточное отношение передачи 3-4

nвых - требуемая частота вращения на выходе привода

nэ.тр= 28,648·3·18=1546,9 об/мин.


nвых = ,


где Dб - диаметр барабана;

nвых = об/мин

nэ.тр= 34,4*28*2,95=2841,4 об/ми


1.3 Уточнение передаточных отношений


Общее передаточное отношение равно: iобщ = nэд / nвых

где, nэд- асинхронная частота вращения электродвигателя;

nвых- число оборотов выходного вала;

iобщ=

i34 = iобщ / i12 = 82,84 / 28= 2,95







2. Кинематический и силовой расчёт


2.1 Определение мощностей на валах


P1= Pэд м Р1 = 4,056·0,98·= 3,966 кВт

Р23 = Р1 ч п Р23 = 3,966  0,89  0,99 = 3,529 кВт

Р = Р23*ц Р =3,529*0,94 = 3,318 кВт

Рб = Рв  п Рб = 3,318  0,99 = 3,285кВт


где Р1, Р23, Рв, Рб - мощности на соответствующих валах.


2.2 Частота вращения валов привода


n1 = nэд n1 = 2850 об/мин

n23 = n1/i12 n23 = 2850/ 28 = 101,78 об/мин

n45 = n23/i34 n45 = 101,78/ 2,95 = 34,5 об/мин


2.3 Скорость вращения валов


w i= πni / 30

w1 = 3,14 2850 / 30 = 298,3 рад/с

w23 = 3,14 101,78 / 30 = 10,65 рад/с

w45 = 3,14 34, 5 / 30 = 3,611 рад/с


где, i - индекс вала согласно принятому обозначению.


2.4 Крутящие моменты на валах


Тi = Рi103/wi

Т1 = 4,056103 / 298,3 = 13,29 Нм,

Т23 = 3,529103 / 10,65 = 331,36 Нм

Т45 = 3,285103 / 3,611 = 917,1 Нм


Таблица 2.1

Результаты кинематического и силового расчёта:

Вал

Передат. отношение

Р

кВт

n

об/мин

 рад/с

Т

Н  м

1

i12 =28

P1 = 3,966

n1 = 2850

1 = 298,3

T1 = 13,29

2 - 3

P23 = 3,529

n23 =101,78

23 = 10,65

T23 = 331,36

i34 = 2,95

4 - 5

P45 = 3,318

n45 = 34, 5

45 = 3,611

T45 = 917,1






3. Расчёт зубчатых передач


3.1 Схема передачи; цель расчёта


Рисунок 3.1 Зубчатые передачи


Цель расчёта:

  1. Выбор материала зубчатых колёс

  2. Определение основных параметров и размеров зубчатых венцов

  3. Назначение степени точности зубчатых колёс

3.2 Критерий работоспособности и расчёта передачи

Зубчатые передачи выходят из строя в основном по причине:

- Усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев

- По причине усталостной поломки зуба

- Возможны статические поломки

Если передача закрытая (работает в редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC < 45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.


Н < [Н]





А если передача открытая или закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).


F < [F]


Во всех случаях необходима проверка на статическую прочность.


3.3 Выбор материалов зубчатых колёс


Таблица 3.1

Звено

Марка

Dзаг, мм

ТО

Твёрдость

т,

МПа

Сердцевина
пов-сть
Шестерня

Сталь 40Х

до 125

Улучшение + ТВЧ

269..302

269..302

640

Колесо

Сталь 45

до 125

Улучшение

235..262

235..262

540


3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для обеих передач


Допускаемые контактные напряжения определим отдельно для шестерни и для колеса.


,


где - допускаемое контактное напряжение;

, МПа - предел контактной выносливости;

- коэффициент запаса прочности;

- коэффициенты долговечности, влияния шероховатости, влияния окружной скорости.

Предел контактной выносливости определим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала и способа химико-термической обработки. В данном случае:


,


где HB и HRC - твердость.


МПа;

МПа.


Коэффициент долговечности:

где - базовое число циклов перемены напряжений;

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.



µ-коэффициент учитывающий режим нагружения


µ=

µ=()=0,803

;

,





n - частота вращения рассчитываемого колеса;

n - число вхождений зуба в зацепление n=1.

L- суммарное время работы,ч


,


где - число лет работы (=5);

- коэффициент годового использования (),

- коэффициент суточного использования ().


ч.


Ресурс передачи:



Таким образом ZN1 = ZN2 =1

, т. к. колеса шлифуются (Ra=0.63 … 1.25 мкм).

, т. к. скорость меньше 5 км/ч.

МПа.

МПа.





Для цилиндрических передач с косыми зубьями в качестве расчётных напряжений принимаются:


;


Принимаем МПа.

3.5 Определение допускаемых напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб.

Допускаемые напряжения изгиба определим отдельно для шестерни и для колеса.


,


где , МПа - допускаемое контактное напряжение,

, МПа - предел выносливости,

- коэффициент запаса прочности,

YN - коэффициент долговечности,

YR - коэффициент влияния шероховатости,

YA - коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки.

Предел контактной выносливости определим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала и способа химико-термической обработки. В данном случае:


МПа,

МПа.





Коэффициент запаса прочности для улучшенных колес:

Коэффициент долговечности:


,


где - число циклов, соответствующее перелому кривой устало Т сти

- эквивалентное число циклов,

µ-коэффициент учитывающий режим нагружения


µ=

µ=()=0,333


N-ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений

N=873084672 N=291028224

Следовательно Y=1

Коэффициент влияния шероховатости:

YR = 1, т. к. колеса шлифованные

Коэффициент влияния двухстороннего приложения нагрузки:

YA = 1, т. к. нагрузка прикладывается с одной стороны.

Тогда


Мпа,

МПа.





3.6 Расчет передачи c косозубыми цилиндрическими колесами (1-2).


Цель расчета: определение геометрических размеров передачи, выполненной в герметичном корпусе..

Определение предварительного значения межосевого расстояния.


,


где К - коэффициент зависимости от поверхностной твердости ( К=10)


мм.


Определение значения окружной скорости.


.


Степень точности зубчатой передачи по ГОСТ 1643-81 принимаем равной 8.

Определение уточненного значения межосевого расстояния.


,


где Ка=450-для косозубых колес, Мпа1/3; ba-коэффициент ширины в зависимости от положения колес относительно опор (при симметричном ba=0,315); KH- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность.

Определение коэффициента нагрузки:


,


где - коэффициент учитывает внутреннюю динамику в нагружении (=1,02)]; - коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии (=1,031); - коэффициент, учитывающий приработку зубьев (=1,195 ).

Тогда


.


Принимаем aw12 = 90мм.

Определение предварительных основных размеров.

Делительный диаметр:


;


Ширина:


.


Модуль передачи.

Максимально допустимый модуль определяют из условия не подрезания зубьев у основания:





.


Минимальное значение модуля определяют из условия прочности:


,


где Кm = 2.810 3для косозубых передач

- меньшее из значение допускаемых напряжений изгиба (

КF - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

Определение коэффициента нагрузки:


,


где - коэффициент учитывает внутреннюю динамику в нагружении (=1,04); - коэффициент учитывает неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца (=1,098); - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями (=1,6).

Тогда


,

.


Принимаем m12 =1,5мм

Суммарное число зубьев и угол наклона.

Минимальный угол наклона зубьев косозубых колес:


.


Суммарное число зубьев:


.


Действительное значение угла наклона зубьев:


.


Число зубьев шестерни, колеса и фактическое передаточное число.

Число зубьев шестерни:


, где z1min =17cos316.

, z1 =30  16.


Число зубьев колеса:


.


Фактическое передаточное число:


.


Диаметры колес и шестерен.

Диаметры делительных окружностей колес:





мм

мм


Диаметры окружностей выступов:


мм

мм


Диаметры окружностей впадин:


мм

мм


Проверочные расчеты в зацеплении.

После определения основных геометрических размеров необходимо выполнить проверочные расчеты по контактным напряжениям, напряжениям изгиба и по предельным напряжениям с целью предотвращения возможных ошибок.

Проверочный расчет по контактным напряжениям.


,


где ,

для косозубых колес.

Мпа

Определение сил, действующих в зацеплении.

Окружная сила:



Радиальная сила:



Осевая сила:



Проверочный расчет по напряжениям изгиба:

В зависимости от приведенного числа зубьев колес выбираем коэффициент прочности зуба:


, где

,


где ;

Y - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев (Y=0,65 для косозубых передач);

Y - учитывающий угол наклона зуба (Y = 1-/100 = 0.86).



Таблица 3.2

Итоговая таблица результатов расчетов

Рассчитываемый параметр

Обозначение

Размерность

Численное значение

1. Межосевое расстояние

а12

мм

90

2. Число зубьев шестерни

Z1

мм

30

3. Число зубьев колеса

Z2

мм

88

4. Модуль зацепления

m

мм

1,5

5. Диаметр делительной окружности шестерни

D1

мм

45,76

6. Диаметр делительной окружности колеса

D2

мм

134,23

7. Диаметр окружности выступов шестерни

da1

мм

48,76

8. Диаметр окружности выступов колеса

da2

мм

137,23

9. Диаметр окружности впадин шестерни

df1

мм

42,03

10. Диаметр окружности впадин колеса

df2

мм

130,48

11. Ширина зубчатого венца шестерни

B1

мм

35

12. Ширина зубчатого венца колеса

B2

мм

30

13. Степень точности передачи

-

-

8

14. Угол наклона зуба



град.

10,47

15. Окружная сила в зацеплении

Ft

Н

1555,14

16. Радиальная сила в зацеплении

Fr

Н

575,66

17. Осевая сила в зацеплении

Fa

Н

287,54


Случайные файлы

Файл
144805.rtf
181949.rtf
1373.rtf
154240.rtf
138200.rtf