Привод к винтовым транспортёрам

Размещено на http://www.allbest.ru/

Исходные данные

Мощность на ведущем валу:

Р_В1 =2,8 кВт

Р_В2=6,0 кВт

Угловая скорость:

W_B1=38.0 c^-1 ;

W_B2=42,0 c^-1

Передача гибкой связью: клиноременная

Угол наклона передачи гибкой связью к горизонту: в, град.=55

Определяем требуемую мощность двигателя по каждому потоку:

Р_ДВ.ТР. = + + … +

Р₁ = = = 2590,673 Вт

Р₂= = = 3173,092 Вт

Р_ДВ.ТР. = Р₁ + Р₂

Р_ДВ.ТР. = 2590,673 + 3173,092 + 5763,765 Вт ? 5,76 кВт

электрический двигатель привод

Определяем пределы угловой скорости вала электрического двигателя

щ_ДВ.ТР.= щ_В.(х_{общ.min…} х_общ.max)

х₁ - ременная передача клиновым ремнём 2ч5

= щ₁ • = 46.0 рад/с

= щ₁ • = 23.0 • 5 = 115рад/c

х₂ - зубчатая коническая передача в закрытом корпусе 2ч5

= щ₂ • = 28,0 • 2 = 56 рад/с

= щ₂ • = 28,0 • 5 = 140 рад/с

щ_ДВ.ТР.1 = щ_В.1(х_{общ.min1 …} х_общ.max1)

щ_ДВ.ТР.2 = щ_В.2(х_{общ.min2 …} х_общ.max2)

щ_ДВ.ТР.1 = 46 … 115

щ_ДВ.ТР.2 = 56 … 140

Предельный диапазон от 56 … до 115 рад/с

Как видно из этих пределов для привода винтового транспортёра подходит электрический двигатель с синхронной угловой скоростью магнитного поля статора

щ_с = 78,5 рад/с

Выбор электрического двигателя

Согласно Р_ДВ.ТР. = 5,76 кВт и щ_с = 78,5 рад/с принимаем электрический двигатель марки: 4А/32М8У3 по ГОСТ 19323 - 74, у которого Р_НОМ = 5,5 кВт, номинальная частота вращения n_ном = 725 об/мин, номинальная угловая скорость:

щ_ном = = = 75,92 рад/с ;

Определяем фактическое значение передаточного числа, по ступеням привода

хф₁ = = = 3,3 хф₁ = х

хф₂ = = = 2,71 хф₂ = х (по условию)

Определяем исходные данные для расчёта передач и деталей привода

Мощность , угловая скорость на ведущем валу:

Р₁ = Р_ТР.ДВ1 = 2,59 кВт ; щ₁ = щ_ДВ = 75,92 рад/с

Т₁ = 10³ = 10³ • = 34,114 нм

Мощность и угловая скорость на ведущем валу конического колеса:

Р₂ = Р_ТР.ДВ.2 • з₃ ,где з₃ - муфта

Р₂ = 3,173 • 0,99 = 3,141 кВт ; щ₁ = щ₂ = щ_ДВ. = 75,92 рад/с

Т₂ = 10³ = 10³ • = 41,376 нм

Ведущий вал транспортёра (2) проверка

Р_В2 = Р_ТР.ДВ.2 • з₃ • з₂ = 3,173 • 0,99 • 0,9555 = 3,0 кВт

где з₃ - муфта, з₂ - коническая шестерня

щ_В2 = щ_ДВ / х₂ = 75,92 / 2,71 = 28 рад/с

Т_В2 = 10³ • = 107,41 нм

Ведущий вал транспортёра (1)

Р_В1 = Р_ТР.ДВ.1 • з₁ = 2,59 • 0,965 = 2,5 кВт

щ_В1 = щ_ДВ / х₁ = 10³ • = 75,92 / 3,3 = 23,0 рад/с

Т_В1 = 10³ • = 10³ • = 108,69 нм

Тип передачи	Угловая скорость ведущ. вала щ,рад/с	Мощность снимаемая с вала. Р, кВт	Передаточное число х	Крутящий момент с ведущего вала Т, нм
Клино - ременная	75,92	2,59	3,3	34,1
Закрытая коническая	75,92	2,71	2,71	41,37

Коэффициенты долговечности

К_НL =

НВ₁ = = 242 НВ₂ = = 199

НВ₁ = НВ₂ =

Для шестерни = 15.7 • 10⁶ при НВ₁ = 242

для колеса = 9 • 10⁶ при НВ₂ = 192

> 1 и > 1 принимаем m_Н = 24 (постоянная нагрузка)

0,84995 ? 0,85

0,86578

Принимаем 0,9 (минимальное значение)

К_FL = , где = 4 • 10⁶

- базовое число циклов изменения напряжения изгиба для всех сталей

mF - показатель степени колёс при НВ < 350

К_FL = = 0.41 < 1 принимаем = = 1

Допускаемые напряжения

а) контактные и

= • ; = •

= 2НВ₁ + 70 = 2 • 242 + 70 = 554 Мпа

= 2НВ₂ + 70 = 2 • 192 + 70 = 454 МПа

= = 1,1 коэффициенты безопасности для нормальных и улучшенных колеса шестерни

Расчёт зубчатых конических закрытых передач

1.Срок службы передачи

t = Л• С • Ч

Принимаем амортизационный период , срок Л = 7 лет

Число суток в году С = 365

Время работы в течение суток Ч = 7

t = 7 • 365 • 7 = 17885 часов

Для изготовления шестерни:

улучшенная Сталь 50 с диаметром до 100мм, для колеса - нормализованную

Сталь 45 с диаметром заготовки 300…500мм.

Сумарное число циклов нагружения зубьев шестерни

= 572,4 • t • щ₁ • = 1

= 572,4 • 17885 • 75,92 • 1 = 77,7 • 10⁷ циклов

щ₂ = = = 28

= 572,4 • 17885 • 28 • 1 = 28,6 • 10⁷ циклов

Показатели	Сталь 50	Сталь 45
прочности при растяжении уВР , МПа	750	550
Предел текучести уТ. , МПа	530	280
Предел выносливости при изгибе у-IU	310	260
Твёрдость НВ	228…255	167…217

= • = • 0,9 = 453,2 МПа

= • = • 0,9 = 371,45 МПа

згибные ,

 = • ; = •

= 1,8 НВ = 1,8 • 242 = 435,6 МПа

= 1,8 НВ = 1,8 • 192 = 345,6 МПа

= = 1,8…2,3 - коэффициенты безопасности для поковок сталей

Принимаем = = 2,0

= = 217,8 МПа = = 172,8 МПа

Определяем диаметр средней начальной окружности шестерни из условия контактной прочности зубьев

= 770 , где

ш - коэффициент длины зуба ; НВ < 350 и х = 2,71

= 0,632…0,452 принимаем = 0,6

- коэффициент учитывающий распределение нагрузки по длине зуба.

= 1,28

= 770 = 770 = 71,535 мм

Выбираем из ряда = 80 мм

Средний нормальный модуль зацепления ; внешний окружной модуль

; конусное расстояние R_е

= , где - зубья шестерни

При щ₁ = 28 рад/с , принимаем = 20

Число зубьев колеса:

= • х = 20 • 2,71 = 54,2

= = 4,0

tgд₁ = = ? = 45⁰

д₁ = arctg = 11,7774⁰

tgд₂ =

д₂ = arctg = 33,2225⁰

Проверка

д₁ + д₂ = ? 11,7774⁰ + 33,2225⁰ = 45⁰ (сходится)

= • = 0,6 • 80 = 48 мм

- выбираем по таблице , и принимаем из ряда в = 48 мм

- коэффициент длины зуба

= 0,6

m_te = m_nm + ; m_te = 4 + = 4,441 мм

m_te = 4,5 мм

Уточняем значения нормального среднего модуля зацепления

m_nm = m_te - = 4.441 - = 3.9512

Принимаем ближайшее по таблице значение m_nm = 4,0

Конусное расстояние и коэффициенты длины зуба

R_e = = 4,441 - = 220,469 мм

ц_Re = = 48220,469 = 0,2777, что находится в рекомендуемых пределах.

ц_Re = … ; ц_Re = 0,33 > 0,27 > 0,25

Коэффициенты динамической нагрузки К_НV и К_FV .

Определяем окружную скорость колёс по диаметру средней начальной

окружности

= • m_nm = 20 • 4,0 = 80 мм

V = = = 3,0368 м/с

При твёрдости зубьев НВ < 350 и V < 5 м/с

К_НV = 1,2 ; К_FV = 1,4

Рассчитываем контактные напряжения в полюсе зацепления зубьев колеса

у_Н = 436 ?

здесь = • 10³ = • 10³ = 1034,25 н (окружная сила действующая на зуб шестерни), тогда:

у_Н = 436 = 436 = =314,036 МПа ? = 371,45 МПа

Недогрузка

? = • 100% = 15,4% , что допустимо

Коэффициенты прочности зубьев Y_F1 и Y_F2

Определяем эквивалентное количество зубьев колёс

= = = 20,43 ? 20

= = = 64,55 ? 65

следовательно коэффициенты прочности зубьев

Y_F1 = 4,07 Y_F2 = 3,62

Сравнительная оценка прочности зубьев на изгиб

 = = 53,51 МПа ; = =47,73 МПа

Поскольку отношения < , проводим проверочный расчёт для зубьев колеса

Проверка прочности зубьев колеса по напряжениям изгиба

у_F = • К_Нв • К_FV ? , где

К_Нв = 1,64 - расположение шестерни относительно опор ( консольные -

шарико - подшипниковые)

у_F = 3,62 • 1,64 • 1,4 = 52,67 МПа ? 172,8 МПа

Расчет валов по эквивалентному моменту

Вал не реверсивный материал. Сталь 40. термообработка - нормализация. Крутящий момет на валу Т₁ = 41,37 Нм

Величины сил равны:

Ft₁ = 1034.25 Н; Fa₁ = 224.648H; Fr₁ = 1077.45 H; Q_гор = 3940H; Q_верт 2275H; C₁ = 38мм;

C₂ = 55мм; диаметр средней начальной окружности шестерни dm₁ = 80 мм.



Расчетная схема вала шестерни конического редуктора.

2. определяем допустимые напряжения , где - предел выносливости для стали 40 норализованной.

= 235 МПа. = 35 - коэффициент запаса прочности =(3,2…3,5).

Определяем реакцию опоры. Для этого направляем их предварительно в положительном направлении вверх и составляем сумму моментов относительно В и D горизонтальная плоскость

-3940 + 4739,975 + 277,474 - 1077,45 = 0,001

0 = 0

Вертикальная плоскость

Проверка

2275 + 1034,25 - 2848,335 - 490,915 = 0

0 = 0

Находим изгибающие моменты в сечениях:

а) горизонтальная плоскость

М_А = 0

М_В = -

M_D = 0

M_с =

б) вертикальная плоскость

M_А =0

М_В =

M_D =0

M_с =

в) суммарные моменты в сечении

M_A = 0

M_B =

M_с =

Откладываем в масштабе значение момента в точках A, B, C, D, и строим эпюры моментов в гор. и верт. Плоскости и суммарную.

Строим эпюру крутящего момента. Крутящий момент будет действовать на участке вала от шкива до шестерни. Определение ф-ра вала в сечении, сечение В.

в этом действует суммарный изгибающий момент М = 172,88Нм и крутящий момент Т₁ = 41,37 Нм,

- коэффициент, учитывающий соотношение коэф. Ассиметрии циклов нормальных и касательных напряжений. При и =0,6

Тогда, эквивалентный момент

,

в сечении В устанавливается подшипник, принимает d = 30 мм.

Расчет вала на выносливость (суточный расчет)

Опасные сечения

I - I шпоночный паз с размерами в = 12,0 мм t = 4,5 мм

II - II галтель радиуса r = 1 мм

III - III галтель радиуса r = 2 мм

IV - IV шпоночный поз с размерами в = 12 мм; t = 4.5 мм

V - V галтель радиуса r = 0.5 мм

Пределы выносливости материала

; ; - предел выносливости

Определяем изгибающие моменты в сечениях

Т₂ = 41,37 Нм

Расчет валов на колебания

1. находим вес вала



2. находим приведенный вес

Определяем статистический прогиб

Определяем угловую скорость критическую

Условие выполняется.

Шкив

Диаметр вала = 34 мм

в = 6 мм, h = 6мм

нормальное соединение:

Вал №9 (-0,030) Втулка S9 (-0.015)

Глубина: вал - 3,5мм; втулка - 2,8 мм.

Интервал длин шпонок 14…70 мм

Использование - В

Проверяем условие прочности шпоночного соединения на смятие

для исполнения В диаметр вал, h - высота шпонки,

Т - передаваемый крутящий момент. Посадка шкива при отсутствии гарантированного натяга в соединении вал - ступица [] 100…150МПа при остальной ступице

Расчет шпонок на срез при коротковременной нагрузке

Шпонка В 6 х 6 х 45 ГОСТ 23360-78

Размеры шпонок и сечений пазов для призматических шпонок ГОСТ 23360-78

Диаметр вала - 30 мм

Сечении шпонки в - 10 мм, h - 8 мм

Плотное соединение вал и втулка по Р9

Интервал для шпонок (22…110), мм глубину вала t₁ =5.0, втулки t₂ = 3.3

Исполнение В

Проверяем условие прочности шпоночного соединения на смятие.

для использования В l_раб = l, d - диаметр вала h - высота шпонки

Т - передаваемый крутящий момент посадка конички с гарантируемым натягом в соединении вал - ступица

При стальной ступице

что допустимо

Расчет шпонок на срезе

напряжение среза, принимаем [] = 60…90МПа

Штамповка А 10 х 8 х 40 ГОСТ 13360-78

Выбор муфты

Муфта упругая втулочно - пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21424-75

Отличается простой конструкции и удобствам монтажа и демонтажа. Обычно применяются в передачах от электродвигателя. Муфта является электроизолирующей. Упругие элементы смегчают удары и вибрации, компенсируют небольшие погрешности монтажа и деформации валов. Упругие элементы изготавливают из резины с . Нагрузочная способность муфты ограничена стойкостью резиновых элементов. Окружная стойкость ограничена 30 м/с.

Литература:

1. Олейник В.С. Электропривод, электрооборудование сельскохозяйственных машин и агрегатов. Киев: Урожай 77г.

2. ГОСТ 195223-74. Двигатели трехфазные короткозамкнутые серии 4А мощностью от 0,06 до 400 КВт - М. Издательство стандартов 74г.

3. Иванов М.Н., Детали машин. - Р1. Высшая школа 76г.

4. Кудрявцев В.Н. детали машин - Л. Машиностроение 80г.

5. Столбин Г.Б.Жуков К.П. - расчет и проектирование деталей машин, - М. Высшая школа 78г.

6. Передачи зубчатые эвальвентные. Расчет на прочность ГОСТ 21354 - 75.

7. Решетов Д.Н. Детали машин. - М. машиностроение 74г.

8. Самохвалов Я.Л., Лебецкий М.Я. Григораш В.Д. Справочник техника - контруктора. Киев. Техника 78г.

9. Калайда В.В, Барабан Н.П., Расчет валов привода, Киев, УСХА, 82г.

10. Ремни клиновые приводные нормальных сечений ГОСТ 1284.1- 80, ГОСТ 1284.3 - 80. издательство стандартов 80г

11. Шкивы для приводных клиновых ремней. Основные размеры. Общие технические условия ГОСТ 20889 - 80

12. Новиков М.Т. Основы технологии сборки машин и механизмов

13. Баранова Л.А. Панкевич А.П. основы черчения. - М. Высшая школа 82г.

14. Решетов Д.Н. детали машин. 3е издание. Машиностроение. 75г

15. Чернавский С.А., Боков К.Н. Чернин И.М. Курсовое проектирование деталий машин. 2е издание. Машиностроение 75г.

16. Черновской Д.В. Курсовое проектирование деталей машин и механизмов: ученое пособие. - М. Высшая школа. 86г.

Размещено на Allbest.ru