Проектирование привода конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Задание:

Мощность на тихоходном валу 10 кВт

Угловая скорость тихоходного вала 15 рад/с

Срок службы 8000 ч

Схема редуктора:

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

электродвигатель расчеты редуктор привод

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и её привода.

1) Общий к.п.д. привода

где - к.п.д. муфты

- к.п.д закрытой передачи

- к.п.д. одной пары подшипников качения

- к.п.д. цепной передачи

2) Требуемая мощность двигателя

где - мощность на тихоходном валу

- общий к.п.д. привода

(кВт)

Выбираем электродвигатель с номинальной мощностью 15 кВт

Таблица 1

Тип двигателя	Номинальная мощность P, кВт	Синхронная частота вращения n*, об/мин	Асинхронная частота вращения n, об/мин
160S2 160S4 160M6 180М8	15 15 15 15	3000 1500 1000 750	2940 1465 975 730

3) Общее передаточное отношение привода

Определяем передаточное отношение привода для четырёх типов двигателя

где - асинхронная частота вращения вала соответствующего двигателя;

- частота вращения тихоходного вала.

(об/мин)

Получим:

4) Передаточные отношения ступеней редуктора

Принимаем передаточное отношение цилиндрической передачи u_I =2.5 в соответствии с СТ СЭВ 221 -75, тогда передаточное отношение цепной передачи:

где - передаточное отношение привода

Выбираем =1.96. Принимаем электродвигатель 180М8 с асинхронной частотой вращения вала 730 об/мин.

2. 2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

1) Определение мощности на валах

(кВт)

(кВт)

2) Определение частот вращения валов

(об/мин)

(об/мин)

3) Определение угловых скоростей вращения валов

(рад/с)

(рад/с)

4) Определение вращающих моментов на валах

(Нм)

(Нм)

(Нм)



3. ВЫБОР МАТЕРИАЛА И ТЕРМООБРАБОТКИ ЗУБЧАТЫХ КОЛЁС

Так как передача не является тяжело нагруженной и не предъявляется высоких требований к размерам, для изготовления зубчатых колес используем сравнительно дешёвые марки стали. Для равномерного изнашивания зубьев и лучшей их прирабатываемости твердость шестерён назначаем больше твёрдости колёс.

Для изготовления шестерни зубчатой передачи редуктора используем сталь легированную конструкционную Сталь 45 ГОСТ 4543 -71 с термообработкой - улучшение и закалка ТВЧ, при этом получаем твердость зубьев шестерни 170 … 220 HВ. Для изготовления зубчатого колеса применяем Сталь 40Х ГОСТ 4543 -71 с термообработкой - улучшение, что позволит получить твёрдость зубьев колеса 235 … 262 HB.



4. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

При расчетах на прочность определяют допускаемые контактные напряжения и допускаемые напряжения изгиба для шестерён и колёс.

1) Допускаемые контактные напряжения для зубчатой передачи

Коэффициент долговечности зубчатых колёс редуктора

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу

выносливости для шестерни;

- число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости для колеса

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы

где - угловая скорость соответствующего вала;

- срок службы привода

Так как > и > принимаем и .

Допускаемые контактные напряжения, соответствующие числу циклов перемены напряжений

(Н/мм²)

(Н/мм²)

Допускаемые контактные напряжения

(по таблице)

(Н/мм²)

(Н/мм²)

Среднее значение:

(Н/мм²)

2) Допускаемые напряжения изгиба для зубчатой передачи

Коэффициент долговечности

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей,

соответствующее пределу выносливости

Так как > принимаем и .

Допускаемые напряжения изгиба соответствующие пределу изгибной выносливости

(Н/мм²)

(Н/мм²)

Допускаемые напряжения изгиба

- коэффициент безопасности (по таблице)

(Н/мм²)

(Н/мм²)



5. РАСЧЁТ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

1) Проектный расчет зубчатой передачи редуктора

Межосевое расстояние:

где = 43 - вспомогательный коэффициент для косозубых передач;

- передаточное отношение ступени;

- вращающий момент на тихоходном валу передачи;

= 0,25 - коэффициент ширины венца колеса;

- среднее допускаемое контактное напряжение;

= 1 -коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба

(мм)

Принимаем =180 мм

Модуль зацепления

принимаем стандартное среднее значение

(мм)

Принимаем =45 мм =49 мм

Определяем угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

Полученное значение округляем в меньшую сторону до целого числа

Определим число зубьев шестерни

принимаем

тогда число зубьев колеса

Определим фактическое передаточное отношение редуктора в соответствии с принятыми числами зубьев колес

Определим размеры колёс

Делительный диаметр

(мм)

(мм)

Диаметр вершин зубьев

(мм)

(мм)

Диаметр впадин зубьев

(мм)

(мм)

2) Проверочный расчет цилиндрической передачи редуктора

Проверяем контактные напряжения

где = 376 - вспомогательный коэффициент

- окружная сила в зацеплении;

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

- коэффициент, динамической нагрузки

- ширина венца зубчатого колеса;

- делительный диаметр зубчатого колеса

Выбора коэффициентов осуществляется в зависимости от окружной скорости колес и степени точности передачи

Окружная сила в зацеплении

где - вращающий момент на тихоходном валу редуктора

(Н)

Окружная скорость колеса:

где - угловая скорость тихоходного вала редуктора

(м/с)

=1,1 (по таблице)

= 1,1 (по таблице)

(Н/мм²)

Вывод: зубчатая передача редуктора является недогруженной, что находится в пределах допускаемых значений, т.е. условие прочности выполнятся.



6. РАСЧЁТ ОСНОВНЫХ РАЗМЕРОВ КОРПУСА, КРЫШЕК И БОЛТОВ РЕДУКТОРА

Для одноступенчатого цилиндрического редуктора толщина стенки корпуса равна:

принимаем

толщина стенки крышки редуктора равна:

принимаем

толщина верхнего фланца корпуса равна:

толщина нижнего фланца корпуса равна:

принимаем

толщина фланца крышки редуктора:

диаметр фундаментальных болтов:

принимаем

число фундаментальных болтов принимаем равным:

диаметр болтов, стягивающих корпус и крышку у бобышек:

принимаем

диаметр болтов, стягивающих фланцы корпуса и крышки:

принимаем

толщина рёбер корпуса:

минимальный зазор между колесом и корпусом:



7. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Определяем шаг цепи:

где - вращающий момент на валу;

- коэффициент эксплуатации;

- число рядов цепи;

- число зубьев ведущей звездочки;

принимаем =25 (по таблице)

=25 Н/мм²- допускаемое давление в шарнирах цепи

где =1 - коэффициент, зависящий от динамичности нагрузки;

= 1,5 - коэффициент, зависящий от способа смазки;

= 1 - коэффициент, зависящий от положения передачи;

= 1 - коэффициент, зависящий от способа регулировки межосевого

расстояния;

=1 - коэффициент, зависящий от режима работы

(мм)

Принимаем большее значение шага цепи для получения необходимого запаса прочности цепи (мм)

Принимаем однорядную роликовую цепь ПР-31.75-8850 ГОСТ 13568 -75.

Число зубьев ведомой звездочки:

Фактическое передаточное отношение:

,

Оптимальное межосевое расстояние:

где - стандартный шаг цепи

(мм)

Межосевое расстояние в шагах:

где - межосевое расстояние;

Число звеньев цепи:

где -межосевое расстояние в шагах;

- число зубьев ведущей звездочки;

- число зубьев ведомой звездочки;

Принимаем четное количество звеньев

Уточняем межосевое расстояние в шагах:

Определяем фактическое межосевое расстояние:

(мм)

Так как ведомая ветвь цепи должна провисать примерно на 0,01 ,то для этого при монтаже предусматриваем возможность уменьшения действительного межосевого расстояния на 0,005.

Определим длину цепи:

(мм)

Определяем диаметры звёздочек:

Диаметр делительной окружности ведущей звёздочки:

(мм)

Диаметр делительной окружности ведомой звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности выступов ведущей звёздочки:

где =0,7 - коэффициент высоты зуба; - коэффициент числа зубьев;

- геометрическая характеристика зацепления

где =9.55 - диаметр ролика шарнира

Коэффициент числа зубьев ведущей звёздочки:

Коэффициент числа зубьев ведомой звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности выступов ведомой звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности впадин ведущей звёздочки:

(мм)

Диаметр окружности впадин ведомой звёздочки:

(мм)



8.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЦЕПНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Проверяем частоту вращения меньшей звездочки:

где - частота вращения тихоходного вала редуктора;

- допускаемая частота вращения

(об/мин)

Число ударов цепи о зубья звездочек:

где - расчетное число ударов цепи;

- допускаемое число ударов

(с ^-1)

Фактическая скорость цепи:

(м/с)

Окружная сила, передаваемая цепью:

где - мощность на ведущей звездочке

(Н)

Давление в шарнирах цепи:

где - площадь поверхности опорной поверхности шарнира

где - ширина внутреннего звена

(мм²)

(Н/мм²)

Прочность цепи удовлетворяется соотношением

где - расчетный коэффициент запаса прочности;

- допускаемый коэффициент запаса

где - разрушающая нагрузка цепи, кН; - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви;

- натяжение цепи от центробежных сил

где = 3 - коэффициент провисания = 3.8 - масса одного метра цепи, кг/м;

- межосевое расстояние, м

- ускорение свободного падения

(Н)

где - фактическая скорость цепи

(Н)

Сила давления цепи на вал:

где = 1,15 - коэффициент нагрузки вала

(Н)

Вывод: Принятая цепь типа ПР-31.75-8850 ГОСТ 13568 -75 пригодна по условию для использования в проектируемом приводе. Прочность цепи обеспечена.



9. РАСЧЁТ ВАЛОВ РЕДУКТОРА

Редукторные валы испытывают два вида деформации - изгиб и кручение. Деформация кручения на валах возникает под действием вращающих моментов, приложенных со стороны двигателя и рабочей машины. Деформация изгиба валов вызывается силами в зубчатом зацеплении закрытой передачи и консольными силами со стороны открытой передачи и муфты.

Определение сил в зацеплении закрытых передач

Окружная сила:

где - вращающий момент на валу;

- делительный диаметр.

(Н)

Радиальная сила:

где =20⁰ - угол зацепления;

- угол наклона зубьев колес

(Н)

(Н)

Осевая сила:

(Н)

(Н)

Определение геометрических параметров ступеней валов

Быстроходный вал:

Диаметр конца вала под муфту:

где - крутящий момент, передаваемый валом;

=15 Н/мм² - допускаемые контактные напряжения

(мм) Принимаем (мм)

Далее по формулам определим размеры других ступеней вала, принимая t=2 и r = 2.

Длина конца вала:

(мм)

Диаметр ступени под подшипники:

(мм) принимаем

Длина ступени под подшипники:

(мм)

Диаметр вала за подшипником:

(мм)

Тихоходный вал:

Аналогично проводим расчет ступеней тихоходного вала, принимая t = 2,5; r =2,5 ; =15 Н/мм²

Диаметр конца вала под звёздочку:

(мм) Принимаем (мм)

Длина конца вала:

(мм)

Диаметр ступени под подшипники:

(мм)

Длина ступени под подшипники:

(мм)

Диаметр вала за подшипником:

(мм)

Принимаем (мм)



10. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ

Быстроходный вал:

Для быстроходного вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии. Так как диаметр вала под подшипник равен 45 мм, то выбираем подшипник 209 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

dxDxB=45x85x19

для которого кН, кН.

Тихоходный вал:

Для тихоходного вала выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии. Так как диаметр вала под подшипник равен 55 мм, то выбираем подшипник 311 ГОСТ 8338-75 с параметрами:

dxDxB=65x120x29

для которого кН, кН.



11. ПОДБОР МУФТЫ

Муфты, имеющие широкое распространение, стандартизованы. Основными характеристиками муфты являются момент, на передачу которого муфта рассчитана, и диаметры соединяемых валов.

На схеме обозначена компенсирующая муфта. Подберём муфту и кулачково-сцепной серии. Кулачковые сцепные муфты применяют для передачи значительных моментов, когда плавность включения не является обязательной. На ведущем валу на призматической шпонке насажена с натягом полумуфта, имеющая на торцевой поверхности особой формы

выступы (кулачки). На торцевой поверхности ведомой полумуфты имеются такие же выступы. В рабочем положении выступы одной полумуфты входят во впадины другой. Ведомая полумуфта может перемещаться вдоль вала на шлицах или на направляющих шпонках при помощи специального устройства - отводки. Обычно перемещаемой делается полумуфта на ведомом валу, так как в этом случае уменьшается интенсивность изнашивания механизма отводки, потому что скольжение переключающей вилки по выточке происходит только при включенной муфте.

Наиболее распространены прямоугольная и трапецеидальная формы кулачков. При прямоугольном профиле требуется точное взаимное расположение полумуфт в момент включения, поэтому включать эти муфты на ходу не допускается. Наличие неизбежного технологического бокового зазора в прямоугольных кулачках приводит к ударам при перемене направления вращения валов. При трапецеидальном профиле не требуется точное относительное расположение полумуфт в момент их включения. Включение на ходу допускается только не под нагрузкой и при условии, что разность окружных скоростей по средним окружностям кулачков соединяемых полумуфт не превышает 1 м/с.

При контакте трапецеидальных кулачков возникают осевые силы стремящиеся раздвинуть полумуфты и затрудняющие их включение. Поэтому угол трапецеидального профиля выбирают в пределах 2...8°, чтобы обеспечить самоторможение полумуфт и снизить усилие их включения. При постоянном направлении вращения валов (нереверсивные передачи) применяют неравнобочный трапецеидальный профиль кулачков. При работе кулачковых муфт сильно изнашиваются кулачки. Увеличение твердости поверхности кулачков обеспечивают цементацией или закалкой. Так как после цементации у кулачков сохраняется вязкая сердцевина, эти кулачки хорошо сопротивляются ударным нагрузкам.

Материалами муфт служат стали 20, 15Х, 20Х и другие с последующей цементацией кулачков или стали 40Х, ЗОХН и другие - с закалкой.

Подбираем муфту по крутящему моменту и посадочному диаметру вала:

Т=185.3 н/м и d=40 мм, тогда выбираем муфту с параметрами

,

На работу муфты существенно влияют толчки, удары и колебания, обусловленные характером работы приводимой в движение машины. Поэтому рассчитаем муфту на износостойкость рабочих поверхностей кулачков:

- крутящий момент на валу

- средний диаметр кулачков

z - число кулачков

b,h - ширина и высота кулачка

условие выполняется.



12. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЁТ ШПОНОЧНЫХ СОЕДИНЕНИЙ

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Подберём шпонку на конец тихоходного вала под звёздочку. Диаметр конца вала равен 50 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

bxhxt1=16х10х6 и l=63 мм

Подберём шпонку на конец быстроходного вала под муфту. Диаметр конца вала равен 40 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

bxhxt1=12х8х5 и l=50 мм

Призматические шпонки, применяемые в проектируемых редукторах, проверяют на смятие.

Проверим шпонку на тихоходном валу под зубчатым колесом, так как вероятность там самая высокая. Диаметр вала под посадку колеса равен 63 мм, поэтому принимаем призматическую шпонку по ГОСТ 10748-79 с параметрами:

bxhxt1=18х11х7 и l=45 мм

Условие прочности:

F_t- окружная сила на колесе, Н;

- площадь смятия;

-рабочая длина шпонки;

l-полная длина шпонки;

b,h.t- стандартные размеры.

;

;

условие прочности выполняется.



13. СМАЗКА РЕДУКТОРА

Смазывание редуктора осуществляется окунанием зубчатого колеса и червяка в масла на уровень, обеспечивающий их погружение на 10-15 мм.

Объём масляной ванны определяется из расчёта: 0.25 л. На 1 кВт передаваемой мощности:

л

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях и фактической окружной скорости колес:

Передача	Контактные напряжения	Окружная скорость зубчатых передач , м/с
		До 2	Св.2 до5	Св.5
Зубчатая	До 600 Св.600 до1000 Св.1000	И-Г-А-68 И-Г-С-100 И-Г-С-150	И-Г-А-46 И-Г-С-68 И-Г-С-100	И-Г-А-32 И-Г-С-46 И-Г-С-68

Смазывание подшипников осуществляется пластичной смазкой, которую закладывают в подшипниковые камеры при сборке и процессе эксплуатации. Сорт смазки УТ-1.



Литература:

1. Чернавский С.А. Курсовое проектирование по деталям машин.

2. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. Расчёт и проектирование деталей машин.

Размещено на Allbest.ru