Кинематическая схема привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера

1. Электродвигатель

2. Муфта (упругая)

3. Редуктор

4. Муфта

5. Барабан

2. Выбор электродвигателя

По исходным данным определяем мощность привода, т.е. мощность на выходе:

.

Общий КПД привода:

.

По таблице 24.8 литературы [4] подбираем электродвигатель : АИР 112МВ6

;

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число привода возьмем из таблицы

,

где - передаточное число редуктора,

- частота вращения вала электродвигателя.

, ,

где и - передаточные числа быстроходной и тихоходной ступеней редуктора.

колесо смазочный подшипник вал

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

N
1
2
3
4

5. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений для всех шестерен и колес

I. Быстроходная пара зубчатых колес (z1 - z2)

Колесо b(z2)	Шестерня а(z1)
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, НВср2=285,5; ; .	сталь 40Х, улучшение, НB 269…302, НBср1=285,5; ;
Частота вращения вала колеса:. Передаточное число:. Срок службы передачи: Передача работает с режимом IV . 1 Коэффициент приведения для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: ; .
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость: ; .

II. Тихоходная пара зубчатых колес (z3 - z4)

Колесо а'(z4)	Шестерня c(z3)
Исходные данные
Материалы и термическая обработка:
сталь 40Х, улучшение, НВ 269…302, НВср2= 285,5; ; .	сталь 40Х, улучшение и закалка ТВЧ HRC 45…50, НRCср1= 47,5; ;
Частота вращения вала колеса: . Передаточное число:. Срок службы передачи: Передача работает с режимом IV. 1 Коэффициент приведения для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
2 Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на
контактную выносливость изгибную выносливость
3 Суммарное время работы передачи: .
4 Суммарное число циклов перемены напряжений
5 Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на
контактную выносливость
изгибную выносливость
6 Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок
Контактная выносливость
Изгибная выносливость
7 Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: ; .
За допускаемое контактное напряжение принимаем меньшее значение для шестерни и колеса:
8 Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость .

6. Проектный и проверочный расчет зубчатых передач

1. Проектный расчет тихоходной ступени

1.1 Межосевое расстояние:

Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Коэффициент ширины: .

Окружная скорость:

,

При этой скорости передача может быть выполнена по 8-ой степени точности.

Тогда .

Принимаем , выбирая из ряда по ГОСТ 6636-69.

1.2 Рабочая ширина венца колеса:

.

принимаем

1.3 Рабочая ширина шестерни:

.

1.4 Модуль передачи:

,

;

отсюда

принимаем по ГОСТ 9563-60.

1.5 Суммарное число зубьев и угол наклона:

Суммарное число зубьев:

.

Принимаем .

для косозубых колес

1.6 Число зубьев шестерни

Принимаем .

1.7 Число зубьев колеса

.

1.8 Фактическое передаточное число

Ошибка передаточного числа

.

1.9 Диаметры колес:

шестерни:

колеса внешнего зацепления:

Проверка

1.10 Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

;

;

;

.

1.11 Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила ;

радиальная сила ;

осевая сила .

1.12 Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Коэффициент нагрузки

;

; .

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса,

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни,

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

.

1.13 Проверка зубьев на контактную выносливость:

; ; ; ;

1.14 Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

.

Толщина сечения обода колеса:

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

2. Проверочный расчет быстроходной ступени

2.1 Межосевое расстояние:

2.2 Рабочая ширина венца колеса:

.

принимаем

2.3 Рабочая ширина шестерни:

.

2.4 Модуль передачи:

,

;

отсюда

принимаем по ГОСТ 9563-60.

2.5 Суммарное число зубьев и угол наклона:

Суммарное число зубьев:

.

Принимаем .

для косозубых колес

2.6 Число зубьев шестерни

Принимаем .

2.7 Число зубьев колеса

.

2.8 Фактическое передаточное число

Ошибка передаточного числа

.

2.9 Диаметры колес:

шестерни:

колеса внешнего зацепления:

Проверка

2.10 Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

;

;

;

.

2.11 Силы, действующие на валы от зубчатых колес:

окружная сила ;

радиальная сила ;

осевая сила .

2.12 Проверка зубьев на изгибную выносливость:

Коэффициент нагрузки

;

; .

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса,

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни,

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни

.

2.13 Проверка зубьев на контактную выносливость:

; ; ; ;

2.14 Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки.

Наружный диаметр заготовки шестерни:

.

Толщина сечения обода колеса:

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

7. Определение диаметров всех валов

1) Определим диаметр быстроходного вала:

.

Принимаем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

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

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем.

2) Определим диаметр промежуточного вала:

Принимаем.

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр:

.

Принимаем

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

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

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем.

3) Определим диаметр тихоходного вала:

.

Принимаем.

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Принимаем

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем.

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

- окружная,

- осевая,

- радиальная,

- крутящий момент.

,

,

,

.

1 Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

;

;

.

Отсюда находим, что.

;

;

.

Получаем, что.

Выполним проверку:

;

;

- верно.

2. Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

,

;

;

Получаем, что.

;

;

;

Отсюда.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

;

;

- верно.

3. По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке, причём моменты здесь будут иметь значения:

,

.

4. Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять.

При этом должно выполняться условие:

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности,

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

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45):

- временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

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

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла

напряжений.

Определим отношение следующих величин:

;

;

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Также найдём значение коэффициента влияния шероховатости: и коэффициент влияния поверхностного упрочнения . Вычислим значения коэффициентов концентрации напряжений и для данного сечения вала:

;

.

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

;

.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении:

;

.

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.

Для нахождения коэффициента запаса прочности по касательным напряжениям определим следующие величины:

Коэффициент влияния асимметрии цикла напряжений для данного сечения:

.

Среднее напряжение цикла:.

Вычислим коэффициент запаса:

.

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

- условие выполняется.

9. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. Для быстроходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии №46300 (ГОСТ 831-75)

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 эквивалентную нагрузку:

.

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

.

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки

.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

или, что удовлетворяет требованиям.

2. Для промежуточного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии №46300 (ГОСТ 831-75)

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 эквивалентную нагрузку:

.

Находим коэффициент осевого нагружения: .

Проверим условие:

.

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки

.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

, что удовлетворяет требованиям.

3. Для тихоходного вала редуктора выберем шариковые радиально-упорные однорядные подшипники средней серии №46300 (ГОСТ 831-75)

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 эквивалентную нагрузку:

.

Находим коэффициент осевого нагружения.

Проверим условие:

.

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки

.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

, что удовлетворяет требованиям.

10. Выбор и расчет шпоночных соединений

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

1. Соединение быстроходного вала с муфтой электродвигателя.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности:

,

- верно.

2. Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности:

,

- верно.

3. Соединение тихоходного вала с зубчатым колесом.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки.

Условие прочности:

,

- верно.

4. Соединение тихоходного вала с муфтой.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина,

- высота шпонки,

- глубина паза вала,

- рабочая длина шпонки,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки. Условие прочности:

,

- верно.

11. Выбор смазочного материала и способа смазывания зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания передачи применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- для тихоходной ступени,

где - частота вращения вала тихоходной ступени,

- диаметр окружности вершин колеса тихоходной ступени;

- для быстроходной ступени,

где - частота вращения вала быстроходной ступени,

- диаметр окружности вершин колеса быстроходной ступени.

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

,

где - диаметр окружностей вершин зубьев колеса тихоходной ступени.

Выберем марку масла в соответствии с окружной скоростью колеса быстроходной ступени: И-Г-А-32. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Список использованной литературы

1. Анурьев B.И., “Справочник конструктора - машиностроителя”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

2. 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 и часть 2, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980 г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., “Детали машин”, курсовое проектирование, Москва, “Высшая школа”, 1990 г.

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

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

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

Размещено на Allbest.ru