Привод ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru//

Размещено на http://www.allbest.ru//

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уральский федеральный университет имени первого Президента России Б.Н. Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Курсовая записка

«Привод ленточного транспортера»

Выполнил студент Ммз-250062д : Гвоздев И.А.

Проверил преподаватель : Реков А.М.

Екатеринбург 2017

Кинематическая схема привода

1) Электрический двигатель

2) Клиноременная передача

3) Редуктор цилиндрический горизонтальный прямозубый

4) Муфта зубчатая

5) Барабан конвейера

Цель занятия - изучение методики расчета типовых механических приводов

Исходные данные :

1) F = 1,8 кН

2) D =0,28 м

3) V = 1,28 м

4) Срок службы - 5 лет

5) kгода = 0,80

6) kсуток = 0,45

7) ПВ = 40%

8) Режим работы - легкий

Выбор электродвигателя

1) Определяем мощность выходного вала привода

Рвых = , где



Ft - номинальная окружная нагрузка [H]

V - скорость ленты транспортера [м/с]

Рвых = = 2,304 [КВт]

Р/эл = [КВт] - предварительная расчетная мощность

зобщ = зм*ззп*зрем.пер.*зп.п., где

зм - 0,98 - КПД муфты,

ззп - 0,97 - КПД зубчатой передачи,

зрем.пер. - 0,95 - КПД ременчатой передачи,

зп.п - 0,99 - КПД подшипников приводного вала

зобщ = 0,98*0,97*0,95*0,99 = 0,894

Р/эл = = 2,5 [КВт]

2) Определяем частоту вращения приводного вала

nв = [об/мин]

nв = = 87,4 [об/мин]

3) Определяем общее передаточное число

uобщ =

uобщ1 = = 34,3

uобщ2 = = 17,2

uобщ3 = = 11,4

uобщ4 = = 8,9

По таблице 1.1 выбираем электродвигатель АИР 112МА6

Рэл = 3,0 кВт n1 = 960 об/мин

3) Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

uобщ = 11,4

uрвд =

uрвд = = 5,7

Определяем мощности, частоты вращения и крутящие моменты каждого вала

Вал №1

Р1 = Рэл = 3,0 кВт

n1 = nэл = 960 об/мин

Т1 = 9550 * = 9550 * = 29,8 Нм

Вал №2

Р2 = Р1 * зрем.пер. = 3*0,95 = 2,85 кВт

n2 = = = 480 об/мин

Т2 = 9550 * = 9550 * = 56,7 Нм

Вал №3

Р3 = Р2 * зз.п. = 2,85 * 0,97 = 2,76 кВт

n3 = = = 91,4 об/мин

Т3 = 9550 * = 9550 * = 288,4 Нм

транспортер привод шпоночный

Вал №4

Р4 = Р3 * зм * зп.п = 2,76*0,98*0,99 = 2,68 кВт

n4 = n3 = 91,4 об/мин

Т4 = 9550 * = 9550 * = 280 Нм

Выбор материала зубчатых колес

Для колеса и шестерни марка стали одинакова - Сталь 40Х

Термообработка - улучшение

Твердость зуба шестерни - 269…302 НВ НВср = 285,5

Твердость зуба колеса - 235…262 НВ НВср = 248,5

Предел прочности шестерни - 790 мПа

Предел прочности колеса - 900 мПа

5) Определение допускаемых напряжений

1) Допускаемые контактные напряжения

уHPj = где

j=1 - для шестерни; j=2 - для колеса

уHlimj - предел контактной выносливости

уHlim1 = 2*285,5+70 = 641 МПа

уHlim2 = 2*248,5+70 = 567 МПа



SHj - коэффициент безопасности

SH1 = 1,1

SH2 = 1,1

KHLj - коэффициент долговечности

KHLj = ? 1

NHOj - базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл. 1.1 [1]),

NHO1 = 23500000

NHO2 = 16800000

Коэффициент эквивалентности при действии контактных напряжений определим по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения:

µh = 0,125

Суммарное время работы передачи в часах

th = 365 * Lгод * Kгод * Ксутки * 24* ПВ = 365*5*0,80*24*0,45*0,4 = 6307 часов

Суммарное число циклов нагружения

N?1 = 60*th * n3 = 60*6307*91,4 = 34587588

N?2 = 60* th *n2 = 60*15768*480 = 181641600

Эквивалентное число циклов контактных напряжений

NHEj = µh* N?j

NHE1 = 0,125*34587588 = 4323448,5

NHE2 = 0,125*181641600 = 22705200

Коэффициенты долговечности

KHL1 = = 1,33

KHL2 = 1

Допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

уHP1 = 775 МПа

уHP2 = 515 МПа

2) Допускаемые напряжения изгиба

уFPj =

где уFlimj - предел выносливости зубьев при изгибе (табл. 4.1 [1]),

уFlim1 = 1,75НВ = 1,75*248,5 = 499,6 Мпа уFlim2 = 1,75НВ = 434,9 Мпа

SFj - коэффициент безопасности при изгибе (табл. 4.1 [1]),

SF1 = 1,7 SF2 = 1,7

KFC j коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл. 4.1 [1])

KFC1= 0,65 , KFC2= 0,65

KFLj коэффициент долговечности при изгибе:

KFL j=1

здесь qj - показатели степени кривой усталости: q1 = 6 , q2 = 6 (табл. 3.1 [1]);

NF0 - базовое число циклов при изгибе; NF0 = 4*106.

NFEj - эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;

NFE j= Fj NУj.

Коэффициент эквивалентности при действии напряжений изгиба определяется по табл. 3.1 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

F1 = 0,038 , F2 = 0,038

NFE1 = 0,038*34587588 = 1314328 NFE2 = 6902380

KFL1 = 1,2 , KFL2 = 1

Допускаемые напряжения изгиба:

FP1= = 229,2 мПа

у FP2 = = 171,8 мПа

6) Проектный расчет зубчатой передачи

Межосевое расстояние определяем из условия контактной прочности:

=(u + 1)

где - коэффициент вида передачи, = 450

KН - коэффициент контактной нагрузки, предварительно примем KН =1.2.

Коэффициент ширины зубчатого венца = 0,4 (ряд на с. 11 [1]).

= 450(5,25+1) = 2812,5* = 315 мм

Округлим до ближайшего большего стандартного значения (табл. 6.1 [1]).

= 315 мм

Модуль выберем из диапазона (для непрямозубых передач стандартизован нормальный модуль mn)

m = = 6 мм

Суммарное число зубьев

Z=,

где =для прямозубых передач,

Z= = 105

Число зубьев шестерни

Z1== = 17

Число зубьев колеса

Z2= Z - Z1= 105 - 17 = 88

Фактическое передаточное число

uф = = = 5,18

Значение uф не должно отличаться от номинального более чем на 2.5 % при u4.5 и более чем на 4 % при u > 4.5.

u = 100 = 100 = 1,3 %

Ширинa венца колеса

bw2== 0,4 *315 = 126 мм

Ширину венца шестерни bw1 примем на 5 мм больше чем bw2:

bw1= 131 мм

Диаметры делительных окружностей прямозубых колес dj = mZj,

d1 = 6*88 = 528 мм

d2 = 6*17 = 102 мм

Диаметры окружностей вершин при x= 0: daj = dj + 2m(1 + xj):

da1 = 540 мм

da2= 114 мм

Диаметры окружностей впадин dfj = dj - 2m(1.25 - xj):

df1 = 513 мм

df2 = 87 мм

Вычислим окружную скорость в зацеплении

V == = 26,5 м/с

7) Проверочный расчет передачи

Условие контактной прочности передачи имеет вид .

Контактные напряжения равны

=

где Zу- коэффициент вида передачи, Zу = 9600

KН - коэффициент контактной нагрузки,

KН = KHб KHв KНV.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями

KHб =1+ A (nст - 5) Kw = 1+0,06(6-5)1,13 = 1,07

Kw - коэффициент, учитывающий приработку зубьев.

При НВ2 < 350

Kw = 0.002НВ2 + 0.036(V - 9)= 0,002*248,5+0,036(26,5 - 9) = 1,13

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине колеса

KHв =1+ (K- 1) Kw,

где K - коэффициент распределения нагрузки в начальный период работы, определяемый по табл. 9.1 [1] в зависимости от коэффициента ширины венца по диаметру.

= 0.5(u + 1)= 0,5*0,4(5,25+1) = 1,25

K= 1,18 KHв = 1+( 1,18-1) * 1,13 = 1,33

Динамический коэффициент определим по табл. 10.1 [1]

KНV=1,03

Окончательно получим

KH= 1,07*1,33*1,03 = 1,47

Расчетные контактные напряжения

= = 30,47*3,98 = 121,3 МПа

Подбор и расчет ременной передачи

Исходные данные:

Т1=29,8 Н•м - крутящий момент на валу ведущего шкива

n1=960 мин-1 - частота вращения вала ведущего шкива

U=2 - передаточное число ременной передачи;

1. Выбор ремня

По величине крутящего момента на ведущем шкиве выбираем ремень со следующими параметрами (табл. 1.3) [1]:

тип сечения - нормальное ;

площадь поперечного сечения A= 81 мм2;

ширина нейтрального слоя bp= 11 мм;

масса погонного метра ремня qm= 0,105 кг/м.

2. Диаметры шкивов

Диаметр ведущего шкива определим по формуле (1.3) [1]:

d1=40= 40 * = 124 мм

Округлим d1 до ближайшего значения из ряда на с. 77 [1]: d1= 125 мм.

Диаметр ведомого шкива равен:

d2=ud1= 2*(1-0,015)*125 = 246 мм

После округления получим: d2= 250 мм.

3. Фактическое передаточное число

uф== = 1,97

4. Предварительное значение межосевого расстояния

= 0.8 (d1+d2)= 300 мм

5. Длина ремня

L = 2+0.5(d1+d2)+= 600+0,5*3,14*375+= 1201 мм

Округлим до ближайшего числа из ряда на с.77 [1]: L= 1200 мм.

После выбора L уточняем межосевое расстояние

= 0.25(L-W+)=299

где W = 0.5(d1+d2)= 588,8 Y = 2 (d2- d1)2= 31250 мм2

6. Угол обхвата на ведущем шкиве

= -57.= 157°

7. Скорость ремня V = = = 6,28 м/с

8. Окружное усилие равно Ft = = = 473,6 Н

9. Частота пробегов ремня == = 5,23

10. Коэффициент, учитывающий влияние передаточного числа на напряжения изгиба в ремне,

Cu=1.14-= 1,13

11. Приведенное полезное напряжение для ремней нормального сечения

= --0.001V2= - - 0,001*6,282 = 0,35

12. Допускаемое полезное напряжение

[] =CCp= 0,35*0,971*0,75 = 0,25

где C- коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата,

C= 1-0.44 ln= 0,971

Cp - коэффициент режима работы.

Cp = Cн-0.1(nc-1)= 0,85-0,1(2-1) = 0,75

Cн- коэффициент нагружения, Cн= 0,85

13. Расчетное число ремней

Z= = = 1,6

Принимаем 2 ремня

14. Сила предварительного натяжения одного ремня

S0 = 0.75+ qmV2 = 0,75 + 0,105*6,282= 249 Н

15. Сила, нагружающая валы передачи,

Fb = 2 S0 Z sin= 2*249*2*sin = 986 Н

Расчет подшипников качения

Шарикоподшипники радиальные однорядные

Исходные данные

Рассчитать подшипники тихоходного вала горизонтального одноступенчатого цилиндрического редуктора.

Частота вращения вала n = 91,4 мин-1.

Крутящий момент на валу T = 288,4 Н*м.

Силы, приложенные к валу со стороны зубчатого зацепления: окружная Ft = 4,05 кН, распорная Fr = 1.213 кН, осевая Fa = 1.001 кН.

Диаметр делительной окружности зубчатого колеса d2 = 102 мм.

Передача крутящего момента с тихоходного вала на вал исполнительного механизма осуществляется посредством муфты.

Режим нагружения привода - тяжелый.

Температура подшипникового узла до 100°С

Решение

1. Выбор диаметра участка вала под подшипник

В качестве материала вала выбираем сталь 45. Для этого материала примем пониженные допускаемые напряжения на кручение [ф] =15 МПа.

Диаметр хвостовика вала вычислим по формуле (1.5):

d1 === 45.8 мм.

Рис. 2. Конструкция и схемы нагружения тихоходного вала

После округления до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров принимаем d1 = 45 мм. Для определения диаметра участка вала под подшипник к диаметру хвостовика добавим 10 мм. Таким образом, диаметр участка вала под подшипник равен d = 55 мм.

С учетом того, что рассчитываются подшипники тихоходного вала, первоначально приняты подшипники легкой серии 211 со следующими параметрами (табл. П.3): наружный диаметр D =100 мм, ширина B=21 мм, С = 43,6 кН, С0 = 29 кН.

: расстояние между опорами L0 = 200 мм, расстояние от точки приложения усилия со стороны зубчатого венца до левой опоры

LЗ = 0.5L0 = =0.5*200 = 100 мм.

Консольная нагрузка от муфты приложена к середине шпоночного паза, показанного на хвостовике вала. Расстояние от точки приложения консольной нагрузки до левой опоры Lк=140 мм.

Величина консольной нагрузки на основании ГОСТ 16162-85 рассчитана по формуле

Fк = 0.125= 0.125= 2.12 кН.

При составлении расчетной схемы вала выбирают наиболее неблагоприятное направление консольной нагрузки, при котором опорные реакции являются наибольшими.

Для рассматриваемого редуктора наибольшие опорные реакции соответствуют случаю совпадения направлений консольной нагрузки и окружной силы Ft от зубчатого зацепления. Таким образом, в горизонтальной плоскости на вал действуют распорная сила Fr и осевая сила Fa, в вертикальной плоскости на вал действуют окружная сила Ft и консольная нагрузка от муфты Fк. Направление осевой силы Fa определяется в зависимости от направления вращения зубчатого колеса и направления нарезки зуба.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости:

R2Г = = = 0.35 кН,

R1Г = Fr R2Г = 1.213 0.35 = 0,863 кН.

Опорные реакции в вертикальной плоскости:

R2В = = = 0.541 кН,

R1В =Ft + Fк R2В = 4,05 + 2.12 0.541 = 5,629 кН.

Суммарные опорные реакции:

Fr1=== 5,69 кН,

Fr2=== 0.644 кН.

3. Расчет подшипника на долговечность

Расчет подшипника ведем для наиболее нагруженной левой опоры, считая, что она воспринимает осевую нагрузку.

3.1. Параметр осевого нагружения

Определим e по формуле табл. 2.6:

e = 0.518= 0.518= 0.238.

3.2. Коэффициент вращения

При вращении внутреннего кольца подшипника V=1.

3.3. Коэффициенты нагрузки

Вычислим отношение == 0.176. Учитывая, что e, принимаем X = 1, Y = 0.

3.4. Температурный коэффициент

При рабочей температуре подшипника t <105 принимаем KТ = 1.

3.5. Коэффициент безопасности

Примем, что зубчатая передача имеет 6-ю степень точности. Коэффициент безопасности в этом случае Кб = 1.2 (см. табл. 1.6).

3.6. Эквивалентная динамическая нагрузка

P = Kб KТ(XVFr1 + Y Fa) = 1.2*1(1*1*5,69 + 0) = 6,82 кН.

3.7. Долговечность подшипника при максимальной нагрузке

Lh = == 42607 часов

где m = 3 - показатель степени кривой усталости для шарикоподшипников.

3.8. Эквивалентная долговечность подшипника

LE = = = 85214 ч,

где мh =0.5 - коэффициент эквивалентности для тяжелого режима нагружения (см. табл. 4.6).

Поскольку LE >12500 ч, то выбранный подшипник удовлетворяет заданным условиям работы.

Проектный расчет вала

Расчет выполняется на кручение по пониженным допускаемым напряжениям [k]=23,7 МПа. Ориентировочно определим диаметр вала в опасном сечении по формуле 1.5 [1], мм

d== = 23 мм

Рис. 1. Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Полученное значение округлим до ближайшего числа из ряда на с. 108 [2]:

d= 24 мм

Суммарный коэффициент запаса прочности

Определяем по формуле (2) [2]:

S =

где и - коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

Условие прочности вала имеет вид

S[S]

где [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности.

Рекомендуемое значение [S] =2…2.5.

Значения и определяют по формулам

==

==

где и - пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения; и - амплитуды напряжений цикла; и - средние напряжения цикла, и - коэффициенты перехода от пределов выносливости образца к пределам выносливости детали, и - коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Значения и равны:

= 0.02(1+0.01)= 0,18 = 0.5= 0,09

Пределы выносливости материала при симметричном цикле изгиба и кручения определяются по следующим формулам:

для легированных сталей = 0.35+100 = 0,35*790+100 = 376,5

= 0.58= 0,58*376,5 = 218,3

Коэффициенты



= (+KF -1)/KV, = (+KF -1)/KV,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений

(табл. 2.5…4.5 [1]); = 1,7 = 2,65

МхА1 = L3*Riг = 100*0,863 = 86,3 кН

МхА2 = MxA1 0.5d2 = 86,3-0,5*102 = 35,3 кН

Изгибающий момент в сечении 1 (вертикальная плоскость)

My1= LкFк= 140*2,12 = 296,8 Нм.

Изгибающий момент в сечении A (вертикальная плоскость)

MyA= (Lк+L3)Fк + L3R1В = (140 + 100)*2,12 + 100*5,629 = 54,1 Нм.

В сечении также действуют крутящий момент T = 288,4 Нм и осевая сила = 1 кН.

Напряжения изгиба меняются по симметричному циклу с амплитудой

уа = = = 6,97 МПа.

Средние нормальные напряжения

уm = = = 0.629 МПа.

Касательные напряжения меняются по отнулевому циклу

фa = фm = = = 4,66 МПа.

площадь сечения A = = = 1590.4 мм2.

Суммарный изгибающий момент

M === 101,85 Нм

В сечении А имеется шпоночный паз со следующими размерами: b = 14 мм, t1 = 5.5 мм.

Осевой момент сопротивления

= = = 14610 мм3;

полярный момент сопротивления

= = = 30935 мм3;

и - коэффициенты влияния размера поперечного сечения вала; == 0,9 == 0,8

KF - коэффициент влияния шероховатости поверхности, определяется по табл. 5.5 [1] в зависимости от

= 0,8 мкм KF= 1,11

KV - коэффициент влияния упрочнения.

При отсутствии упрочнения поверхности рассчитываемого участка вала принимают KV =1.

В результате расчета получили:

= 1,98 = 3,41

= 27 = 13,38

Расчет шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

Для соединения вала с деталями редуктора цилиндрического горизонтального прямозубого будут использоваться призматические шпонки.

Назначаем размеры шпонок по ГОСТ 23360-78:

1) Соединение быстроходного вала с ременной передачей:

Диаметр вала 45 мм.

Длина шпонки 40 мм

Ширина шпонки 14 мм

Высота шпонки 9 мм

Глубина паза на валу 5,5 мм

Глубина паза в ступице 3,8 мм

2) Соединение тихоходного вала со ступицей колеса:

Диаметр вала 75 мм.

Длина шпонки 60 мм

Ширина шпонки 20 мм

Высота шпонки 12 мм

Глубина паза на валу 7,5 мм

Глубина паза в ступице 4,9 мм

3) Соединение тихоходного вала с муфтой:

Диаметр вала 60 мм.

Длина шпонки 60 мм

Ширина шпонки 18 мм

Высота шпонки 11 мм

Глубина паза на валу 7 мм

Глубина паза в ступице 4,4 мм

Расчет призматических шпонок выполняется как проверочный на смятие по формуле:

усм = ? [усм]

где Т - крутящий момент на валу со шпоночным пазом;

h - высота шпонки;

t1 - глубина паза на валу;

lp - рабочая длина шпонки;

[ усм] - допускаемое напряжение смятия

Для стальных ступиц при реверсивном приводе [усм] = 120 МПа

Рассчитываем первое соединение:

усм = = 18 МПа

Рассчитываем второе соединение:

усм = = 28,48 МПа

Рассчитываем третье соединение:

усм = = 40 МПа

При этих расчетах мы видим , что в данном механизме мы правильно выбрали шпоночное соединение.

Подбор муфты

Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424-93.

Отличается простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в передачах от электродвигателя с малыми крутящими моментами. Упругими элементами здесь служат гофрированные резиновые втулки. Из-за сравнительно небольшой толщины втулок муфты обладают малой податливостью и применяются в основном для компенсации несоосности валов в небольших пределах.

Материал полумуфт - чугун СЧ20.

Материал пальцев - сталь 45.

Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину - по напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены равномерно по длине втулки:

где z - число пальцев, z = 8. Рекомендуют принимать = 1,8...2 МПа.

Тогда усм = = 0,005 ? 2 МПа

Подбор смазочного материала

Для смазывания редуктора применяется циркуляционное струйное смазывание. Зацепление смазывается струей масла, истекающего из трубчатого сопла под давлением, создаваемым насосом.

Колесо при вращении увлекает масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Циркуляционное струйное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес выше 12,5 м/с.

Принцип назначения сорта масла заключается в следующем : чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло.

Выбираем требуемую вязкость масла для данного редуктора по таблице 11.1 ( лит. 3) :

Окружная скорость зацепления 26,5 м/с

Допускаемые контактные напряжения для шестерни 775 МПа

Допускаемые контактные напряжения для колеса 515 МПа

По данным значениям выбираем кинематическую вязкость равна 22 мм2/с

По таблице 11.2 ( лит.3) выбираем марку масла И-Л-А-22

Определим уровень погружения зубчатого колеса в масляную ванну:

hм = ( 4m….0,25d2T), где

m - модуль зацепления

d2T - диаметр колеса по вершинам зубьев

hм = ( 24….135 мм)

Подшипники редуктора смазываются тем же маслом



Список литературы

1. Буланже А.В. , Палочкина Н.В. , Часовников Л.Д. , методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

2. Иванов В.Н. , Баринова В.С. , “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. , “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

4. Решетов Д.Н. , “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989 г.

5. Гжиров Р.И. , “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

6. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

7. Перель Л.Я. , Филатов А.А. , справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.



Приложение

Редуктор цилиндрический горизонтальный прямозубый

Размещено на Allbest.ru