Кинематическая схема привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

привод вал шестерня колесо

1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера

2. Выбор электродвигателя

3. Определение передаточных чисел привода

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

5. Проектный расчёт редуктора

6. Расчёт быстроходной ступени редуктора

7. Определение диаметров валов

8. Расстояния между деталями передачи

9. Расчет шпоночного соединения

10. Расчет подшипников

11. Расчет тихоходного вала

12. Расчет промежуточного вала на статическую прочность

13. Расчет приводного вала на статическую прочность

Список используемой литературы



1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера

Рис. 1

1 - Асинхронный электродвигатель

2 - Муфта упругая

3 - Редуктор

4 - Муфта с предохранительным устройством

5 - Тяговая звездочка

I - вал быстроходной ступени

II - вал промежуточный

III - вал тихоходной ступени

IV - вал приводной

2. Выбор электродвигателя

Потребляемую мощность (Вт) привода определяем по формуле:

,



где - окружная сила на звёздочке(Н),

v - скорость цепи (м/с)

Определяем общий коэффициент полезного действия привода:

где - КПД редуктора, - КПД муфты, - КПД пары подшипников

Определяем потребную мощность электродвигателя:

Определяем частоту вращения вала электродвигателя:

где - частота вращения приводного вала,

=15,3 - передаточное число редуктора

По таблице подбираем электродвигатель с мощностью Р (кВт)^* и частотой вращения ротора n (об/мин), ближайшими к полученным и .

Выбираем двигатель АИР 100L8/702щностью Р=1,5кВт.

3. Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное число привода:

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

Определение мощности на соответствующем валу

,

,

,

Определение частоты вращения валов

,

,

,

Определение моментов



,

,

,

Результаты расчётов заносим в таблицу:

Вал	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, об/мин	Крутящий момент Т, Нм
1	1,5	702	20,1
2	1,45	159,3	88,2
3	1,4	45,85	292
4	1,37	45,85	285

5. Проектный расчёт редуктора

I. Расчёт тихоходной ступени редуктора.

Материал колеса - сталь 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс - улучшение, шестерни - улучшение, тогда по таблице 3.1 литературы 1 имеем:

для шестерни: , ;

для колеса: , ;

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, и - предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы № 3: ;

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 лит. 1 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:

ресурс передачи; и - частота вращения шестерни и колеса соответственно; и - число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Получим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:

где - коэффициенты приведения на контактную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость



где - коэффициенты приведения на изгибную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 лит. 1 находим, что

, ,

,

, ,

, ,

где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:

,

,

, ,

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений для колеса или шестерни: .

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:

и ,



где и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и - коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле, здесь - коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; - передаточное число данной ступени редуктора. , где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:

,

где - частота вращения тихоходного вала, - крутящий момент на тихоходном валу, - передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:

Определим предварительное значение межосевого расстояния:



где - передаточное число данной ступени редуктора; - допускаемое контактное напряжение; - крутящий момент на валу зубчатого колеса; - коэффициент ширины зубчатых колёс передачи.

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=100 мм.

Определяем рабочую ширину венца:

Ширина шестерни:

.

Вычислим модуль передачи по формуле

,

где - изгибное напряжение на колесе;

,

Тогда

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:

Z2=104

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:

,

где Т3 - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно

.



Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:

,

Радиальная сила:

6. Расчёт быстроходной ступени редуктора

Материал колеса - сталь 35ХМ; шестерня - 40Х. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс - улучшение, шестерни - улучшение, тогда по таблице 3.1 литературы 1 имеем:

для шестерни: , ;

для колеса: , ;

где - твёрдость рабочей поверхности зубьев, и - предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость и на изгибную выносливость по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы № 1: ;

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 лит. 1 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно:

ресурс передачи; и - частота вращения шестерни и колеса соответственно; и - число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Получим эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на контактную выносливость:

где - коэффициенты приведения на контактную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость

где - коэффициенты приведения на изгибную выносливость; - суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса. Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 лит. 1 находим, что

,

, ,

, ,

, ,

где и - длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности; и - длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; - средняя твёрдость зубьев шестерни или колеса.

Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения:

,

,

,

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений для колеса или шестерни: .

Определим коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:

и ,

где и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; и - коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи). Относительная ширина шестерни находится по формуле,



здесь - коэффициент ширины шестерни, определяется по таблице 6.1 лит. 1; - передаточное число данной ступени редуктора.

,

где значение ( и соответственно) выбираем по таблицам 5.2 и 5.3 лит. 1: , ; - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колёс, находим по таблице 5.1 лит. 1.

Значения определяются по табл. 5.6 и 5.7 лит. 1, по известной окружной скорости:

,

где - частота вращения тихоходного вала, - крутящий момент на тихоходном валу, - передаточное число данной ступени редуктора, коэффициент определяется по табл. 5.4 лит. 1 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая прямозубая). Находим, что и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки:

Из стандартного ряда выбираем по ГОСТ 6636-69 ближайшее стандартное значение межосевого расстояния.a=100 мм.



Определяем рабочую ширину венца:

Ширина шестерни:

.

Вычислим модуль передачи по формуле

,

где - изгибное напряжение на колесе;

,

Тогда

Из стандартного ряда значений по ГОСТ 9563-60 выбираем значение .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев:



Z2=108

Найдём фактическое передаточное число передачи:

.

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость:

,

где Т3 - крутящий момент на валу колеса; - коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость; - коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.3 лит. 1.

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно

.

Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс. Окружную силу находим по формуле:

,



Радиальная сила:

7. Определение диаметров валов

Рис. 2. Быстроходный вал

Диаметры различных участков вала определяем по следующим формулам:

Исходя из конструктивных особенностей редуктора принимаем d=20мм

Диаметр вала посадочных мест подшипников:

где t - высота буртика в мм

Диаметр основной части вала рассчитан:

,



где r - координата фаски подшипника.

Тихоходный вал

Диаметры участков вала определяем по следующим формулам:

Принимаем:

Принимаем:

Промежуточный вал(торсионный)

8. Расстояния между деталями передачи

Зазор между поверхностями вращающихся колёс и стенками корпуса



,

где L - наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передачи, мм.

Расстояние между дном корпуса и поверхностью червяка

Принимаем b_o=40мм.

9. Расчет шпоночного соединения

Для соединения вала и червячного колеса выбрано шпоночное соединение. (рис. 3)

Рис. 3

- диаметр вала тихоходного,

- момент на валу.

Из атласа «Детали машин» для заданного диаметра вала выбираем размеры поперечного сечения шпонки

Расчет ведётся по формуле:

Допускаемое напряжение на смятие

Принимаю в соответствии с ГОСТ 23360-78.

Для быстроходного вала:

10. Расчет подшипников

Выбор типа подшипников

Для опор цилиндрических прямозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае - это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.

Расчет подшипников на промежуточном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении.

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости.



Реакции в горизонтальной плоскости.

Суммарные реакции.

Выбор подшипника

По справочнику [1, т. 2, с. 116] выбирается подшипник радиальный легкой серии 204.

Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

Расчет на ресурс

Радиальная сила



где - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения ||| [2 c.108].

Осевая сила

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,24

V - коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=1,85

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ; - температурный коэффициент, [2 c. 107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c. 108] ; - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации, [2 c.108].

, следовательно, выбранный подшипник 204 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c. 113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников на тихоходном валу

Определение сил, нагружающих подшипник

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений.



Длины участков вала.

В горизонтальной плоскости силы, действующие в зацеплении взаимно компенсируют друг друга.

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Полные реакции.

Определение эквивалентной нагрузки

Опора 1.



Опора 2.

Значит, дальнейший расчет будет вестись по опоре 1.

Выбор подшипника

Принимается радиальный подшипник особо легкой серии 109.

Рассчитывается ресурс.

, следовательно, выбранный подшипник 109 подходит.

Подбор посадки подшипника

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.



по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал m6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Расчет подшипников приводного вала

Силы, нагружающие подшипник

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Силы, действующие в горизонтальной плоскости.

Полные реакции.



Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.

Выбор подшипника.

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный легкой серии 1209.

Определение эквивалентной нагрузки.

Определение расчетного ресурса.

Для сферического подшипника

следовательно, выбранный подшипник подходит.

Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6.

Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.

По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

Проверочный расчет валов на прочность

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

11. Расчет тихоходного вала

Расчетная схема

В процессе проектирования были внесены уточнения в величины длин участков и сил.

Силы, действующие на вал.

Консольно действующая нагрузка.

Реакции в опорах по уравнениям приведенным в п. 4.3.1.



Расчет на статическую прочность

Коэффициент перегрузки

где Тmax - максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax - суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax - крутящий момент, Fmax - осевая сила, W и Wk - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А - площадь поперечного сечения.

Частные коэффициенты запаса прочности.



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Сечение 1.

Значит, вал в сечении1 прочен.

Сечение 2.



Напряжения еще меньше, чем в сечении 1, т.е. вал прочен в сечении 2.

Расчет на сопротивление усталости.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.

,

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



Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и2, т.к. в сечении 1 максимальный момент и высокий ступенчатый переход, в сечении 2 посадка с натягом.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 - 10.13 [2 c. 165-171].



Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Тихоходный вал прочен.

12. Расчет промежуточного вала на статическую прочность

Сечение 1.

Значит, промежуточный вал в сечении1 прочен.

Сечение 2.



Значит, промежуточный вал в сечении 2 прочен.

Промежуточный вал прочен по статической нагрузке.

13. Расчет приводного вала на статическую прочность

Сечение 1.



Значит, приводной вал в сечении1 прочен.

Сечение 2.



Значит, приводной вал в сечении 2 прочен.

Приводной вал прочен при статической нагрузке.



Список используемой литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин»: Учеб. пособие для машиностроит. спец. вузов.- 4-е изд., перераб. и доп.-М.: Высшая школа, 1985-416 с., ил.

2. Кудрявцев В.Н., Державец Ю.А. и др. «Курсовое проектирование деталей машин»: учебное пособие для студентов машиностроительных вузов. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отделение,1984-400с., ил.

3. Решетов Д.Н. «Детали машин»: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.-4-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1989-496 с., ил.

Размещено на Allbest.ru