Привод конвейера
Курсовой проект
на тему:
«Привод конвейера»
Харьков 2010
1. Кинематический расчет привода
1.1 Определение параметров исполнительного органа
Подбор ленты для транспортёра.
F=F1-F2,
где F – сила тяги перемещения грузов;
n=10…13 – коэффициент запаса.
SH= 2Р – усилие в набегающей части
[F]=100 м/Н – допускаемое разрывное усилие.
[1]
=350 мм – ширина барабана;
i – число прокладок ленты;
Принимаем i=2.
Из справочника выбираем ленту: Лента 2Т-300–2-ТК-100–8–2-Т-1 ГОСТ 20–85. Тип 1, шириной 300 мм, с 2 прокладками из ткани ТК-100, с рабочей обкладкой толщиной 8 мм и нерабочей 2 мм из резины класса Т.
1.2 Подбор электродвигателя
От характеристик выбранного двигателя (мощность, частота вращения) во многом зависит конструкция всего механизма в целом.
,
где V – скорость транспортирования грузов;
D – диаметр барабана;
Потребная мощность на барабане:
,
Где F – сила тяги для перемещения грузов.
Вычислим общий КПД механизма :
где – для конвейера;
- для компенсирующей муфты;
– КПД упругой муфты,
– для тихоходной ступени;
– КПД подшипников.
– КПД зубчатого зацепления;
Потребная мощность двигателя:
.
Подберем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором и стандартным значением мощности .
Определим необходимое передаточное отношение редуктора, в зависимости от стандартных значений частоты вращения вала двигателя по формуле:
.
Выберем двигатель 4АС80В2У3 ГОСТ 15150–69 (2,5 кВт, частота вращения-2745, КПД 76%). Трехфазный асинхронный двигатель, четырехполюсный. Климатического исполнения «У», категории 3.
Пересчитаем потребное значение передаточного отношения редуктора:
2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах
Разделим наше передаточное отношение по ступеням и определим его значения на валах. Результату расчетов:
=
Зная частоты вращения валов и предаваемую мощность, определим вращающие моменты на валах:
3. Расчет зубчатой передачи
Результаты расчета зубчатой передачи сведены в таблицы.
Исходные данные |
|||||
Наименование параметра |
Обозначение |
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
||
Мощность, кВт | P | 2,3 | 2,1 | ||
Передаточное число | U | 3,85 | 4,57 | ||
Частота вращения, мин-1 | n | 2745 | 713 | ||
Срок службы, ч | Lh | 20000 | |||
Режим работы | постоянный | ||||
Тмах/Тном | 2 | ||||
Угол зацепления, град | 0 | ||||
Степень точности | 8-B | ||||
Заготовка | Шестерня | поковка | |||
Колесо | поковка | ||||
Марка стали | Шестерня | 30ХГСА | |||
Колесо | |||||
Термообработка | Шестерня | Закалка ТВЧ | |||
Колесо | |||||
Твердость рабочей поверхности зубьев, HRC | Шестерня | HB | 55 | 55 | |
Колесо | 60 | 60 | |||
Смещение | Шестерня | x | 0 | ||
Колесо | |||||
Количество зубьев | Шестерня | Z | 26 | 23 | |
Колесо | 100 | 105 |
Определение допускаемых контактных напряжений |
|||||
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения для ступени |
||
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
||||
Количество нагружений за один оборот | с | Ш | 1 | 1 | |
К | 1 | 1 | |||
Количество циклов нагружения с учётом режима работы, млн. | Nk | Nk=60∙c∙n∙Lh | Ш | 3.29e9 | 0,856e9 |
К | 0,856е9 | 184,5е6 | |||
Базовое число циклов, млн. | NHB | NHB=30∙(HB)2.4 | Ш | 358,6е3 | 358,6е3 |
К | 555е3 | 555,5е3 | |||
Показатель степени | m | т. к. Nk> NHB | Ш | 20 | 20 |
К | 20 | 20 | |||
Коэффициент долговечности | ZN |
ZN= |
Ш | 1,578 | 1,476 |
К | 1,444 | 1,338 | |||
Коэффициент запаса прочности | SH | для зубчатых колес с поверхностным упрочнением зубьев | Ш | 1.2 | 1.2 |
К | 1.2 | 1.2 | |||
Предел контактной выносливости, МПа | уHlim | уHlim=17HRC+200 | Ш | 1135 | 1135 |
К | 1380 | 1380 | |||
Допускаемое контактное напряжение, МПа | [у]H | Ш | 718 | 768 | |
К | 938 | 1013 | |||
Принятое | 718 | 768 |
Определение делительного диаметра и модуля |
|||||
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула (источник) |
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
|
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий | KHв | ГОСТ 21354–87 | 1,36 | 1,07 | |
Вспомогательный коэффициент | Kd |
Для прямозубых передач Kd =770 |
770 | ||
Относительная ширина венца | Шbd | Для проектировочного расчета | 0,6 | ||
Крутящий момент на шестерне, Hм | T | 8 | 28,2 | ||
Расчетный делительный диаметр, мм | dW | 30,6 | 55,8 | ||
Модуль, мм | Расчетный | m | 1,18 | 2 | |
Принятый | m | ГОСТ 9563–60 | 2 | 1,5 | |
Делительный диаметр, мм | Шестерня | dW | 46,97 | 34,5 | |
Колесо | 180,64 | 157,5 | |||
Межосевое расстояние, мм | aW | - | 96 | ||
Ширина венца, мм | Расчетная | bW | 5,9 | 27,5 | |
Принятая | 20 | 20 |
Определение допускаемых напряжений для расчета на максимальные нагрузки и на изгиб |
|||||
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения для ступени |
||
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
||||
Количество циклов нагружения. | Nk | Nk=60∙c∙n∙Lh |
Ш К |
3.29e9 | 0,856e9 |
0,856e9 | 184,52е6 | ||||
Базовое число циклов. | NFв | Для обоих колес: |
Ш К |
4e6 | 4e6 |
Показатель степени | m |
Для данного вида термообработки |
Ш К |
9 | 9 |
Коэффициент долговечности | YN | Ш | 1 | 1 | |
К | 1 | 1 | |||
Коэффициент, учитывающий размеры колеса | Yx | Ш | 1.04 | 1.05 | |
К | 1.02 | 1.03 | |||
Коэффициент, учитывающий способ получения заготовки | Yk | Так как колеса и шестерни получаем штамповкой, то: |
Ш К |
1 | 1 |
Коэффициент запаса прочности | SF | По табл. 2.4 [6] |
Ш К |
1.7 | 1.7 |
Предел выносливости при изгибе, МПа | уFlim0 | По табл. 2.4 [6] |
Ш К |
580 | 580 |
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа | [уF] | Ш | 356 | 356,8 | |
К | 349,7 | 351,5 | |||
Допускаемое контактное напряжение, МПа | [у]H | Ш | 718 | 768 | |
К | 938 | 1013 | |||
Предел выносливости при изгибе, МПа | уFlimmax | По табл. 2.4 [6] |
Ш К |
2250 | 2250 |
Коэффициент запаса прочности | SFmax | ГОСТ 21354–87 |
Ш К |
2 | 1.7 |
Допускаемое напряжение при изгибе, МПа | [уF]max | Ш | 1174 | 1384 | |
К | 1153 | 1364 |
Проверочный расчет на контактную выносливость |
|||||
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула (источник) |
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
|
Коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев в полюсе зацепления | для эвольвентного зацепления | 2.5 | |||
Коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных колёс, МПа-0,5 | для сталей | 190 | |||
Коэффициент торцового перекрытия | 2,036 | 2,05 | |||
Окружная скорость, м/с | V | 6,75 | 1,29 | ||
Коэффициент, учитывающий вид передачи и модификацию профиля | без модификации ГОСТ 21354–87 | 0.14 | |||
Коэффициент, учитывающий разность шагов зацепления колёс |
g0 |
для модуля до m=4 ГОСТ 21354–87 |
4.7 | ||
Удельная окружная динамическая сила, Н/мм | WHV | 42,81 | 4,63 | ||
Окружная сила, Н | Ft | 341 | 1634 | ||
Коэффициент, учитывающий внутренюю динамическую нагрузку | KHV | 3,51 | 1.06 | ||
Относительная ширина венца | Шbd | 0,43 | 0.6 | ||
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий | KHв | ГОСТ 21354–87 | 1.36 | 1.07 | |
Коэффициент нагрузки | KН | 4,78 | 1.13 | ||
Действующее контактное напряжение, МПа | 686 | 748 | |||
Сравнение с допускаемым, % | -4,4 | -2,5 |
Определение действующих напряжений для расчета на изгиб |
|||||
Наименование параметра |
Обозначение |
Формула |
Значения для ступени |
||
Быстроходная ступень |
Тихоходная ступень |
||||
Коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений | YFS | Ш | 4,75 | 4,04 | |
К | 4,2 | 3.6 | |||
Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий | KFв | 3,61 | 1.06 | ||
Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку | KFV | 3,61 | 1,06 | ||
Коэффициент нагрузки | KF | 13,03 | 1.12 | ||
Действующее изгибное напряжение, МПа | [уF] | Ш | 247 | 248 | |
К | 218 | 220 | |||
Сравнение с допускаемым | Ш | -30,6 | -30,6 | ||
К | -37,6 | -37,3 |
Определяющим является расчет на контактную прочность зубьев. При расчете на контактную прочность недогрузка составляет -4,4% и -2,5% для быстроходной и тихоходной ступени соответственно. При расчете на изгибные и максимальные напряжения недогрузка колес более 30%. Определение геометрических и других параметров колеса и шестерни.
Значения линейных размеров в миллиметрах
Название | Формула | Быстроходная ступень | Тихоходная ступень |
Делительный диаметр шестерни | 47 | 34,5 | |
Делительный диаметр колеса | 180 | 157,5 | |
Диаметр вершин шестерни | 56 | 37,5 | |
Диаметр вершин колеса | 201 | 160,5 | |
Диаметр впадин шестерни | 48 | 30,75 | |
Диаметр впадин колеса | 198 | 153,75 |
4. Проектирование валов
4.1 Проектировочный расчет валов
Определим диаметры валов из расчета только на кручение по следующей формуле:
,
где
– момент сопротивления круглого сечения при кручении.
Значение условного допускаемого напряжения выбирают из диапазона
быстроходный: примем ;
на промежуточном: примем ;
на тихоходном: примем .
После определения минимальных значений диаметров валов нам необходимо спроектировать вал с расчетом на свободную установку зубчатого колеса (шестерни), подшипников и уплотнений, а так же точной фиксации всех элементов в осевом направлении на нем. Для этого сделаем вал со ступенчатым изменением диаметров по длине.
5. Выбор типа и схемы установки подшипников
В первом приближении выберем подшипники, подходящие по диаметру вала:
на быстроходный вал подшипники легкой серии;
на промежуточный – легкой;
на выходной – средней.
При дальнейших расчетах нагрузки, действующей на них, будем подбирать наиболее оптимальные подшипники, удовлетворяющие всем условиям.
Так как в конструкции редуктора используются прямозубые передачи, то основными нагрузками, действующими на подшипники, будут радиальные силы и окружные силы, а осевые силы будут незначительными. Поэтому выберем шариковые радиальные однорядные подшипники:
В конструкции имеются и конические передачи, в которых имеют место осевые силы, поэтому на быстроходный и промежуточный валы устанавливаем шариковые радиально – упорные подшипники.
6. Выбор муфт
Муфты подбираются по диаметру вала и расчетному значению вращающего момента, который для каждого типа муфт определяется по определенной формуле.
.
Выбираем упругую муфту с торообразной оболочкой Муфта 8–1–38–1-У2 ГОСТ 20884–82, так как она имеет более простую конструкцию и малую стоимость, а также содержит небольшое количество деталей, что снижает вероятность выхода ее из строя. [3]
Расчетное значение вращающего момента
.
Выбираем компенсирующую упругую втулочно-пальцевую муфту, так как она имеет допускаемое радиальное смещение. Муфта 250–32–58-У3 ГОСТ 21424–75. [3]
7. Подбор подшипников качения на заданный ресурс
Подшипник – это техническое устройство, являющееся частью опоры, которое поддерживает вал, ось или иную конструкцию, фиксирует положение в пространстве, обеспечивает вращение, качание или линейное перемещение (для линейных подшипников) с наименьшим сопротивлением, воспринимает и передаёт нагрузку на другие части конструкции.
Стандартные подшипники выбираем по динамической грузоподъемности. Она определяется следующим образом:
;
где
– расчетный ресурс;
– для шариковых подшипников;
– коэффициент надежности, – для надежности 0.9;
– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников, смазочный материал и условия эксплуатации, - для обычных условий эксплуатации;
– эквивалентная нагрузка для радиальных подшипников,
– радиальная нагрузка,
– коэффициент вращения, – при вращении внутреннего кольца,
– коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;
– температурный коэффициент (при ).
В расчете участвует сила , которую создает муфта, зависит от типа муфты. Необходимо приложить ее в месте, где она может иметь наибольшее влияние. Точка приложения – середина шпонки.
Расчетной схемой для вала, опирающегося на подшипники, является балка на двух опорах. Из действующих сил (нормальные и силы трения) рассматривают только нормальные силы. Это связано с тем, что коэффициент трения в зубчатом зацеплении очень мал благодаря отполированным поверхностям зубьев и хорошей смазки.
Быстроходный вал
Схема | |||
Вал | Разм | Формула | Результат |
a | мм | Размеры взяты с компоновочного чертежа редуктора | 34,99 |
b | 80 | ||
c=d | 24,74 | ||
Ft | Н | 340,643 | |
Fr | 119,99 | ||
Fа | 31,21 | ||
RAB | -27,945 | ||
RAГ | 105,319 | ||
RBB | 147,935 | ||
RBГ | -445,979 | ||
Rэ | 458,246 | ||
P | 595,72 | ||
L | 2851,589 | ||
Cp | 9548,1 | ||
№ подш-ка | 36205 | ||
Сp(Н) | 9100 |
Промежуточный вал
Схема | |||
a | мм | Размеры взяты с компоновочного чертежа редуктора | 23,53 |
b | 46,45 | ||
с | 22,97 | ||
Ft1/Ft2 | Н | 340,643/1,635 | |
Fr1/Fr2 | 31,21/0,6 | ||
RAB | Н | 93,434 | |
RАГ | -254,006 | ||
RВB | -124,489 | ||
RВГ | -85,0017 | ||
RA | 267,852 | ||
P | 348,2071 | ||
L | 3602,308 | ||
CP | Н | 5581,03 | |
№ Подшипника |
36203К6 | ||
CP, (Н) | 5750 |
Тихоходный вал
Схема | |||
Вал | Разм. | Формула | Результат |
a | мм | Размеры взяты с компоновочного чертежа редуктора | 26 |
b | 26 | ||
с | 63 | ||
Ft | Н | 1.635 | |
Fr | 0.6 | ||
Fm |
Для муфты |
114.29 | |
RAB | -0.3 | ||
RАГ | -139.284 | ||
RВB | -0.3 | ||
RВГ | 251.939 | ||
RA | 287.878 | ||
P | 374.241 | ||
L | 27715.08 | ||
Cp | 5998.294 | ||
№ Подшипника |
1000908 | ||
CP, (Н) | 12200 |
8. Расчет шпоночных соединений
Шпонка – деталь, предназначенная для передачи крутящего момента между валом и установленной на нем детали (зубчатое колесо, полумуфта).
Основным расчетом для шпонок является расчет на смятие в предположении равномерного распределения давления по поверхности контакта боковых граней шпонки. Высота (h) и ширина (b) подобраны таким образом, чтобы при расчете на смятие шпонку не нужно было бы рассчитывать на срез (ГОСТ 23360–78)
, откуда расчетная длина шпонки равна
, где
Т – вращающий момент на валу;
– допускаемое напряжение смятия;
- предел текучести материала шпонки.
Материалом шпонок назначим Сталь 45 ГОСТ 1050–88. МПа.
Сопрягаемый элемент | d, мм | Стандартные bxh | Длина, мм | Обозначение | ||
Стандартная (диапазон) | Расчетная | Принятая | ||||
Упругая полумуфта | 22 | 5х5 | 10–56 | 5,3 | 10 |
Шпонка 5х5х10 ГОСТ 23360–78 |
Колесо быстроходной ступени | 20 | 6х6 | 14–70 | 14 | 14 |
Шпонка 6x6x14 ГОСТ 23360–78 |
Колесо тихоходной ступени | 44 | 12х8 | 28–140 | 17,6 | 28 |
Шпонка 12х8х28 ГОСТ 23360–78 |
Компенсирующая полумуфта | 32 | 10х8 | 22–110 | 22 |
Шпонка 10х8х22 ГОСТ 23360–78 |
9. Проверочный расчет валов
Условие статической прочности выглядит так:
,
где
– запас статической прочности;
– предел текучести материала.
Для проверочного расчета валов составим расчетную схему. Вал представим как балку на двух опорах. Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов.
Опасным является