Расчет привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

Содержание

Техническое задание на проект

Кинематический расчет

Расчет червячной передачи

Эскизное проектирование валов

Подбор подшипников на динамическую грузоподъемность

Расчёт наиболее нагруженного вала

Проверка прочности шпоночного соединения

Выбор смазки редуктора

Подбор муфты

Расчет ремённой передачи

Предохранительное устройство

Список использованной литературы

Спецификация

Ленточный конвейер - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения штучных грузов. Устанавливается в отапливаемом помещении.

Спроектировать его привод, состоящий из электродвигателя(1), ременной передачи(2) с натяжным устройством(3) и кожухом (4), червячного редуктора(5), а также приводной вал с барабаном(6) и муфтой(7). Ведомый вал установить на разгрузочную втулку(8).

Технические требования

1. Электропитание от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380В.

2. Типовой режим нагружения III

3. Расчетный ресурс часов

4. Изготовление - серийное: …. Шт. в год

5. Приводная станция смонтирована на сварной раме конвейера.

Исходные данные

Параметр для расчета	Значение параметра
Окружная сила на баробане	6.7
Скорость ленты	0.8
Диаметр барабана D, мм	355
Длина барабана В, мм	500

Кинематическая схема

Размещено на http://www.allbest.ru/

1

Кинематический расчет Выбор электродвигателя

Мощность на выходе:

кВт

Мощность электродвигателя:

кВт

(), где

з_ред. = 0.8 - к.п.д. редуктора ;

з_под. = 0.99 - к.п.д. подшипника ;

з_муф.=0.98 - к.п.д. муфты

з_{клие.рем. .}=0.95-к.п.д клиноремённой передачи

Определение частоты вращения приводного вала:

 мин^-1

где V - скорость ленты конвейера

D - диаметр барабана

Определение частоты вращения электродвигателя:

Общее передаточное число привода:

,

Принимаем двигатель: АИР132S4

мин^-1 ; р=7.5 кВт

Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

- передаточное отношение клиноремённой передачи

- передаточное отношение редуктора

Определение мощности, частоты вращения и крутящего момента для каждого вала.

№	P, кВт	n, мин-1	T, Нм
1
2
3

Расчет червячной передачи

1. Материалы червяка и колеса редуктора.

Червяк. Сталь 40Х. Прочность материала: на поверхности - 45-58HRC

в середине - 264-302HB.

Термообработка: улучшение + закалка ТВЧ.

Колесо. Выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, поэтому определим предварительно ожидаемое ее значение по формуле.

Так как v_ск ? 5 м/с , то по таблице 1.1 / 3, с.8/ выбираем материал группы II, безоловянистые бронзы и латуни, БрА10Ж4Н4

у_в = 700 МПа ; у_т = 460 МПа, способ отливки - центробежный.

Далее расчёт ведём по материалу колеса.

2. Допускаемые напряжения.

Допускаемое напряжение на контактную выносливость определим по формуле

[ у ]_н = [ у ]_н0 - 25 ? v_ск = 300 - 25? 3,56 = 211 МПа.

[ у ]_{н0 = 300 МПА}

Допускаемое напряжение на изгибную выносливость определим по формуле

,

Коэффициент долговечности:

;

, ,

Принимаем

;

;

Для группы II

МПа

где у _F^o - длительный предел изгибной выносливости материала зубьев колеса, МПа

 МПа

2.3 Предельные допускаемые напряжения:

МПа

МПа

3. Предварительное значение межосевого расстояния.

Принимаем а_w = 200 мм .

Определяем число заходов червяка: т.к. , то .

4. Основные параметры червячной передачи:

Осевой модуль

где z₂ - число зубьев колеса.

Принимаем модуль .

Коэффициент диаметра червяка.

,

Принимаем .

Коэффициент смещения

Углы подъема витка червяка:

Делительный угол подъема витка

г = arc tg [z₁/q]= arc tg [2/16] =7,125

Начальный угол подъема витка г = rc tg[z₁/(q+2x)] ,

где z₁ - число заходов червяка z₁ = 2.

г_w = arc tg [2/(16-2?(-0,5))] =7,595.

г_b= arcos(0.94?cos г) =21,134

5. Размеры червяка и колеса:

Червяк:

- делительный диаметр d₁ = m?q = 16*8= 128 мм;

- начальный диаметр d_w1 = m?(q+2x) = 8?(16+2? (-0,5)) = 120мм;

- диаметр вершин витков d_a1 = d₁ + 2m = 128+2*8= 144мм;

- диаметр впадин витков d_f1 = d₁ - 2,4?m = 128-2,4*8= 108.8мм;

Колесо:

- делительный диаметр d₂ = d_w2 = m? z₂ = 35*8 = 280 мм;

- диаметр вершин зубьев d_a2 = d₂ + 2(1+x)? m = 280 + 2?8 (1-0,5) ? =288мм;

- диаметр впадин зубьев d_f2 = d₂ - 2?( 1+0,2? cos г-Х) ? 8 = 268,8мм;

- наибольший диаметр d_{a е2}? d_a2 + [6m/(z₁+)] = 288+ (6?8/2+2) = 300мм,

для эвольвентных передач принимаем d_{a е2} = 300 мм.

- длина нарезанной части червяка определяем по формуле

мм

Увеличиваем на 25 мм т.к. m больше 10

принимаем мм

- ширина венца червячного колеса:

принимаем b₂ = 108 мм.

Фактическое передаточное число:

Ошибка передаточного числа:

6. Проверочный расчет передачи на прочность:

;

где класс точностивыбираем-9

;

;

где ; ; ;

;

;

Так как расчетное напряжение не превышает допускаемое, то принимаем

a_{w =} 200 мм ; z₁ =2 ; z₂ = 17,5 ; m = 8 мм ; q = 16; x = -0,5.

7. КПД передачи:

; где ;

8. Силы в зацеплении червячной пары тихоходной ступени.

Окружная сила на колесе и осевая сила на червяке

Окружная сила на червяке и осевая сила на колесе

Радиальная сила F_r = F_t2 ? tgб/cos= 9150?0.364/0.992 = 3357.46 H.

9. Напряжение изгиба в зубьях колеса

,

;

где У_F - коэффициент, учитывающий форму зубьев червячного колеса,

У_F = f(z_v) , где z_v - эквивалентное число зубьев червячного колеса

z_v = z₂ / cos³г'_w = 35/0.9739 = 35.94 .

По таблице определяем У_F = 1. 64.

10. Проверочный расчет на прочность зубьев червячного колеса при действии пикового напряжения:

, ;

;

;

;

,

11. Тепловой расчет:

электрический привод ленточный конвейер

, , ,

Дополнительного искусственного охлаждения не требуется.

Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр быстроходного вала:

Из конструктивных соображений, принимаем:

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

2) Определим диаметр тихоходного вала:

Принимаем: .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

Принимаем: .

Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Расчет ведем по более нагруженному подшипнику.

1. Для тихоходного вала редуктора выберем роликовые радиально-упорные подшипники №7215А.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов:.

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

- коэффициент безопасности

- температурный коэффициент

- коэффициент вращения

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=1 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=0,2.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

Или

 , что удовлетворяет требованиям.

2. Для быстроходного вала редуктора выберем роликовые радиально- упорные подшипники средней серии №7313А.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

- предельная частота вращения при пластичной смазке.

Частота оборотов:.

Требуемый ресурс работы: .

Проверочный расчет тихоходного вала (наиболее нагруженного)

на усталостную прочность и выносливость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

- окружная,

- осевая,

- радиальная,

- крутящий момент.

а= 87мм=0,087м

b=87мм=0,087м

c=164мм=0,164м

l=174мм=0,174мм

Вал нагружен силами , действующими в полосе зацепления

Возникающие пары сил:

Определим моменты в наиболее опасном сечении С:

Найдём суммарный изгибающий момент:

Проверка вала на усталостную выносливость.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

, где

- расчётный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

,

где - амплитуды переменных составляющих циклов напряжений

- постоянные составляющие.

Согласно принятым условиям при расчёте вала:

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45) по табл. П2 мет. 15:

МПа - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

МПа - предел текучести.

МПа и МПа - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

- коэффициенты, корректирующие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на сопротивление усталости. Определим отношение следующих величин (стр. 9, мет. 15).

- масштабный фактор и фактор шероховатости

(табл. П7, П8 мет. 15)

- эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении (табл. П4, мет. 15).

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется.

Проверка валов на статические перегрузки.

Проверку статической прочности производят в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учётом кратковременных перегрузок.



Здесь М и Т - изгибающий и крутящий моменты в опасном сечении при перегрузке.

- условие выполняется.

Расчет валов на жёсткость.

По условиям работы зубчатого зацепления, опасным является прогиб вала под колесом. Также при больших углах поворота в подшипнике может произойти защемление вала.

Определим прогиб вала. Для его определения воспользуемся табл. П10, мет. 15. Средний диаметр на участке принимаем равным посадочному диаметру колеса.

- момент инерции.

Прогиб в вертикальной плоскости от силы :

, где

Е - модуль продольной упругости, для стали .

От момента прогиб равен 0.

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил :

Суммарный прогиб:

- условия выполняются.

Проверим углы поворота в опорах. Для их определения воспользуемся табл. П10, мет. 15.

Поворот в вертикальной плоскости от силы :

.

Поворот в горизонтальной плоскости от сил :

Суммарный поворот:

- условие выполняется.

- условие выполняется.

Таким образом, условия жесткости полностью выполняются.

Перемещение при кручение вала:

полярный момент инерции сечения вала;

Расчет шпоночных соединений

1. Тихоходный вал:

lш= lp+b, где b - ширина шпонки,

lp=4*T/(h*d*[у]), где h - высота шпонки,

lp=4*1281/(11*60*300)=25,8 (мм),

b=18мм, h=11 мм,

lш= 25,8 +11=36,8 (мм)

Из конструктивных соображений принимаем lш=50(мм);

Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заеданий, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущихся поверхностей деталей должны иметь надежную смазку.

В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко применят картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы были в него погружены. При их вращении масло увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекают в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которое покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0.3 до 12.5 м/с.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Принцип назначения сорта масла следующий : чем выше окружная сила колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно определяют окружную скорость, затем по скорости и контактных напряжениям находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.

Выбираем масло И-Г-А-68 в количестве 9 литров.

Подбор муфты.

Муфта упругая втулочно-пальцевая(МУВП).

Получила широкое распространение вследствие относительной простоты конструкции и удобству замены упругих элементов. Однако их характеризует невысокая компенсирующая способность, а при соединении несоосных валов - достаточно большое силовое воздействие на валы и опоры, при этом ризиновые втулки быстро разрушаются.

Расчёт ремённой передачи

1) Исходя их мощности электродвигателя и оборотов в минуту, выбираем сечение ремня «Б».

2) Ориентировочное определение расчётного диаметра ведущего шкива:

мм

H*м

Принимаем dp1=200 мм.

3) Окружная скорость на ведущем шкиве:

м/с

4) Определяем число ремней:

Ориентировочное число ремней:

кВт

5) Геометрические расчёты передачи:

Диаметр ведомого шкива:

Принимаем

6) Межосевое расстояние:

Межосевое расстояние в данном случае задано схемой расположения редуктора, натяжного устройства и конвейера. Принимаем а=400 мм.

7) Рассчитываем длину ремня:

мм

8) Определяем мощность передаваемую одним ремнём:

5*0,77*,98*1=3,753 кВт

9) Определяем число ремней:

Принимаем число ремней равным Z=3

10) Сила предварительного натяжения ветви:

Н

11) Определяем размеры натяжного устройства:

мм

мм

мм

Предохранительное устройство

Материал штифта - Сталь 5.

Расчет выполняется по следующему соотношению:

отсюда , где

- число штифтов

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки

- коэффициент безопасности

- передаваемый крутящий момент

 - диаметр расположения штифтов

Примем

Список использованной литературы

1. Дунаев П.Ф. , Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Высшая школа, 1985 г.

2. Проников А.С. Методические указания по расчету зубчатых передач редукторов и коробок скоростей. М.: МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1979 г.

3. Часовников Л.Д. Методические указания по расчету червячной передачи. М. : МГТУ им. Баумана, 1979 г.

4. Анурьев В.И. справочник конструктора-машиностроителя. 1-3 том. М.: машиностроение, 1996 г.

5. Атлас по деталям машин. т. 1,2. Под ред. Решетова Д.Н. М., Машиностроение, 1992.

Размещено на Allbest.ru