Расчет редуктора привода конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Техническая характеристика привода конвейера

Привод конвейера включает двигатель поз. 1, одноступенчатый редуктор поз. 3, 4 и открытую зубчатую передачу поз. 5, 6. Вал двигателя и ведущий вал редуктора соединены упругой муфтой поз. 2. Известны: F - сила полезного сопротивления движению ленты конвейера (протяжка ленты осуществляется с помощью барабана поз. 7); D - диаметр барабана.

Момент силы F может кратковременно отклоняться от своего номинального значения (Мном), увеличиваясь до Мпуск при пусках и до Мmax при перегрузках. Нагрузка на ленту конвейера близка к постоянной. Срок службы привода без ремонта редуктора 5 лет. Выбор материалов зубчатых колес ограничен следующим перечнем: стали 35, 45Х, 40ХНМА. Производство приводов крупносерийное.

F = 3 кН; 1,1 м/с; D = 300 мм; ? = 180^o;

Ксут = 0,4; Мпуск / Мном = 1,5; Мmах / Мном = 1,9.

2. Предварительный кинематический расчет

Этот расчет выполняют с целью определения ориентировочного значения частоты вращения вала электродвигателя

Найдем частоту вращения на выходе механизма

= = = 70

При последовательном соединении механизма, общее передаточное отношение механизма равно произведению передаточных отношений ступеней.

Назначим ориентировочные значения передаточных отношений отдельных ступеней: = 5 = 3

Получим ориентировочные передаточное отношение механизма

= · = 5·3 = 15

Следовательно, ориентировочная частота вращения двигателя

= · = 70·15 = 1050

В результате установлено, что частота вращения вала электродвигателя должна быть около 1000

3. Энергетический расчет механизма. выбор двигателя

Мощность сил полезных сопротивлений потребителей энергии на выходе механизма:

= F·н = 3,0·1,1 = 3300 Вт

Значение КПД простых механизмов, входящих в состав привода: = 0,97 = 0,93

Составим схему передачи энергии на ленточный конвейер и определим мощность, которую он должен развивать, обеспечивая работу этого конвейера.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вт

Выбираем двигатель: 4А112МВ6

= 950 = 4,0 кВт

4. Уточненный кинематический расчёт

При выбранном электродвигателе требуется чтобы механизм имел следующее передаточное отношение.

= = = 13,5

Производим разбивку по ступеням, а также уточним значения передаточных отношений.

= 4

= / = 13,5/4 = 3,3

= · = 4·3,4 = 13,2

= 20

= 20·4 = 80 = 80

= 20

= 20·3,3 = 70 = 70

= = 950

= 950/4 = 237,5

= 237,5/3,3 = 71,96

= ¶·/30 = 3,14·950/30 = 99,43

= ¶·/30 = 3,14·237,5/30 = 24,85

= ¶·/30 = 3,14·71,96/30 = 7,53

5. Предварительный силовой расчет

Мощность момента силы, вращающего вала II

= / = 3300/0,97 = 3400 Вт

Момент сил, движущих вал I

= / = 3658/99,43 = 36,78 Н·м

Найдем крутящие моменты, действующие на валы II и III

= / = 3400/24,85 = 137 Н·м

= / = 3300/7,53 = 438,24 Н·м

6. Выбор материалов для зубчатых колес, методов их упрочнения

Проектируемый редуктор относится к изделиям крупносерийного производства, поэтому выбираем сталь 45Х.

Для упрочнения поверхности зубьев назначим термообработку «улучшение» и учтем, что твердость шестерни должна быть приблизительно на 20 единиц по шкале Бринелля больше твердости колеса.

Принимаем:

для шестерни - улучшение НВ 280

для колеса - улучшение НВ 260.

Выбранная сталь имеет следующие характеристики прочности:

предел прочности _В = 850 МПа

предел текучести _В = 650 МПа

Для выполнения последующих расчетов на выносливость установим базовые числа циклов перемен напряжений для шестерни и колеса:

N_H01 = 80·10⁶, N_H02 = 15·10⁶.

При выбранных марке стали и термообработке толщина материала (s) не должна быть меньше 60 мм. В дальнейшем это обстоятельство учтем при конструировании зубчатых колес. Для определения соотношений рабочей ширины зубчатого зацепления и диаметра шестерни зададим значение коэффициента ширины зубчатого венца = 0,6.

Ему соответствует

K_HВ = 1,12 мм K_FВ = 1,25 мм

Назначим ресурс проектируемого изделия, учитывая, что данный редуктор должен работать пять лет с коэффициентом загрузки в сутки К_сут = 0,4.

Получим ресурс изделия:

L_h = 5·365·60·0,4 = 43800 часов.

7. Расчеты на прочность зубчатых колес

Проектировочные расчеты на выносливость зубьев

Эти расчеты нацелены на определение минимальных размеров зубчатых венцов, при которых исключен риск появления усталости металла зубьев. Расчет ведется по двум видам напряжений: контактному и напряжению изгиба .

Ниже приводятся схемы действия этих напряжений и условия выносливости, применяемые в проектировочных расчетах.

Условие контактной выносливости

_.

Условие изгибной выносливости

.

Для этих условий значения допускаемых напряжений _, вычисляют по пределам выносливости материала зубьев.

Способность материала сопротивляться усталости называют выносливостью или циклической прочностью.

Разрушения зубчатых венцов от усталости могут появиться после длительной эксплуатации зубчатых колес, когда набирается не один миллион циклов перемен напряжений. Разрушения от усталости проявляются в виде выкрашивания материала на боковых поверхностях зубьев. Эти разрушения связывают с действием контактных напряжений -. Контактные напряжения возникают в точках передачи нагрузки от зуба ведущего элемента зацепления к зубу ведомого. Эта нагрузка на рисунке б), представлена силой F, направление действия которой совпадает с нормалью боковой поверхности зуба.

8. Предварительный расчет на прочность валов. подбор подшипников

Для изготовления валов назначаем сталь 45ХН и при этом учитываем, что в дальнейшем может появиться необходимость замены марки стали. В частности, для вал-шестерни будет назначен тот же материал, что и для зубчатого венца.

Проектировочный расчет диаметра вала ведем по напряжениям, возникающим при кручении:

конвейер привод кинематический силовой

где крутящий момент, = 20-35 МПа - допускаемые касательные напряжения (значения занижены в порядке компенсации неучета в этом расчете напряжений изгиба).

Диаметр тихоходного вала

мм

Принимаем диаметр посадки муфты: = 39 мм

Для посадки подшипника назначаем

= 40 мм

Для опор тихоходного вала выбираем подшипник роликовый конический: 7308 по ГОСТ 333-79

d=40; D=90; T=25,25; b=23; c=20; r=2,5; =0,8

Динамическая грузоподъемность подшипника С=66 кН,

статическая грузоподъемность =47,5 кН

Диаметр промежуточного вала

мм

Принимаем диаметр посадки муфты: = 26 мм

Для посадки подшипника назначаем

= 30 мм

Для опор быстроходного вала выбираем подшипник роликовый конический 7306 по ГОСТ 333-79

d=30; D=72; T=20,75; b=19; c=17; r=2,0; =0,8

Динамическая грузоподъемность подшипника С=43 кН, статическая грузоподъемность =29,5 кН

Диаметр быстроходного вала

мм

Быстроходный вал соединяется муфтой с валом электродвигателя, диаметр которого

Значения диаметров соединяемых валов не должны отличаться более, чем на 25%. Поэтому сначала находят ориентировочно

Окончательно принимаем диаметр посадки муфты на быстроходный вал Для посадки подшипника назначаем d=30 мм. Сравнивая значения этих диаметров с размерами зубчатого венца шестерни, принимаем решение о конструировании быстроходного вала в виде вал-шестрени.

Для его опор выберем подшипник роликовый конический 7306 по ГОСТ 333-79 d=30; D=72; T=20,75; b=19; c=17; r=2,0; =0,8

Динамическая грузоподъемность подшипника С=43 кН статическая грузоподъемность =29,5 кН

Размещено на Allbest.ru