Привод ленточного транспортёра

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Спроектировать привод ленточного транспортёра состоящей из электродвигателя, ремённой передачи и одноступенчатого конического зубчатого редуктора, на выходном валу предусмотреть муфту.

Кинематическая схема привода изображена на рисунке 1.

Рисунок 1 - Кинематическая схема привода

Таблица 1

Исходные данные

I	j	k	y	z	Мощность выходная, кВт	Угловая скорость,	Срок службы, тыс. час
0,5	0,4	0,1	0,9	0,4	2,9	9,2	11

Рисунок 2 - Циклограмма нагружения



Содержание

Техническое задание

Введение

1. Кинематический расчёт

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение передаточных чисел

1.3 Кинематические параметры

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт зубчатой конической передачи

2.1.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

2.1.2 Геометрический расчёт передачи

2.2 Расчёт ремённой передачи

3. Конструирование тихоходного вала

4. Поверка подшипников на долговечность

5. Конструирование корпуса

6. Расчёт соединения с натягом

7. Выбор смазки

Список литературы

Приложения



Введение

Целью данного курсового проекта является освоение навыков расчёта и конструирования основных видов механизмов, предназначенных для передачи и преобразования крутящего момента.

В данном курсовом проекте приведён пример проектирования привода ленточного транспортёра. В него входят подбор электродвигателя, проектирование и расчёт конического одноступенчатого редуктора, а так же проектирование самого привода в сборе.

1. Кинематический расчёт

1.1 Выбор электродвигателя

Найдём требуемую мощность двигателя

, (1.1.1)

где - требуемая мощность двигателя, кВт;

- мощность на выходном валу, кВт;

- общий КПД привода.

, (1.1.2)

где - соответственно КПД ремённой и зубчатой передач

=0,95*0,96=0,912,

=2,9/0,912=3,18.

Учитывая, что выбираем несколько вариантов электродвигателей (см. таблица 1.1).

Таблица 1.1

Варианты электродвигателей

Типоразмер	, кВт	n, синхронная об/мин	n, асинхронная об/мин
100S2	4	3000	2850
100L4	4	1500	1410
112MB6	4	1000	950
132S8	4	750	716

1.2 Определение передаточных чисел

Определим общее передаточное число:

, (1.2.3)

где - угловая скорость электродвигателя;

- асинхронное число оборотов;

, (1.2.4)

откуда находим:

Принимаем предварительное передаточное число гибкой связи :

возьмём =3,0, тогда передаточное число конической передачи:

(1.2.5)

откуда находим:



Выбираем вариант, при котором , с этим условием подбираем электродвигатель АИР 112МВ6 , асинхронной частотой оборотов 950 об/мин.

Назначаем передаточное число конической передачи по ГОСТ .

Уточняем передаточное число ремённой передачи:

(1.2.6)

1.3 Кинематические параметры

Найдём следующие кинематические параметры на каждом из валов привода:

- мощность на соответствующем валу;

- частота оборотов на соответствующем валу;

-угловая скорость на соответствующем валу,

-крутящий момент на соответствующем валу.

I вал - вал электродвигателя

=3,18 кВт,

950 об/мин,

=99,43 ,

3,18*10³/99,43=31,98 Н*м.

II вал - вал быстроходный

3,18*0,95=3,021 кВт,

950/2,7=315,85 об/мин,

99,43/2,7=36,83 с^-1,

=31,98*2,7*0,95=82,03 Н*м.

II вал - вал тихоходный

3,021*0,96=2,9 кВт,

351,85/4=87,96 об/мин,

=36,83/4=9,2075 с^-1,

82,03*4*0,96=315 Н*м.

Проверка правильности расчётов: должно выполнятся условие

(1.3.1)

=2900/9,2=315

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт зубчатой конической передачи

Исходные данные для расчёта:

3,18 кВт; 3,021 кВт;2,9 кВт; =351,85 об/мин; =87,96 об/мин; =82,03 Н*м; =315 Н*м.



2.1.1 Выбор материала и определение допускаемых напряжений

Принимаем твёрдость шестерни и колеса соответственно 50HRC и 45HRC.

Допускаемое контактное напряжение для шестерни и для колеса определяем по зависимости:

, (2.1.1.1)

где -предел контактной выносливости МПа;

-коэффициент запаса прочности;

-коэффициент долговечности.

Предел контактной выносливости находим по формуле:

=17HRC+200, (2.1.1.2)

Откуда

=17*50+200=1050,

=17*45+200=965.

Коэффициент долговечности :

, (2.1.1.3)

где - число циклов соответствующее перелому кривой усталости;

- ресурс передачи в числах циклов перемены напряжений.

Величину находим при условии что =30*НВ^2,412*10⁷, отсюда =9*10⁷, =7*10⁷.

Ресурс передачи :

, (2.1.1.4)

где - ресурс в часах;

- коэффициент находим по формуле

, откуда =0,766.

, (2.1.1.5)

где n - число оборотов, об/мин;

L - срок службы, тыс. час.

.

Учитывая выше найденные величины и формулу (2.1.1.4) находим:

;

.

Далее учитывая, что коэффициент долговечности 11,8, по формуле (2.1.1.3) находим:

;

,

откуда, учитывая, что =1,2 по формуле (2.1.1.2) находим:

;

.

Окончательно находим по формуле:

; (2.1.1.6)

.

Допускаем напряжение изгиба находится аналогично допускаемому контактному напряжению .

При закалке ТВЧпредел контактной выносливости равен 600 и 550 МПа соответственно для шестерни и колеса.

При нахождении коэффициента долговечности , число циклов принимаем как для колеса так и для шестерни 4*10⁶ МПа, ресурс в часах остаётся прежним. Найдём коэффициент по формуле:

,

откуда =0,65.

Далее находим:

;

;

, принимаем равным 1;

, принимаем равным 1.

Учитывая, что коэффициент запаса прочности равен 1,17, находим:

;

.

.

2.1.2 Геометрический расчёт передачи

1. Диаметр внешней делительной окружности шестерни (предварительный), мм, находим по формуле (1, с. 25):

, (2.1.2.1)

где - вращающий момент на шестерне, Н*м;

u - передаточное число.

Коэффициент К в зависимости от поверхностной твёрдости Н₁ и Н₂ зубьев шестерни и колеса выбираем по таблице (1, с. 25) и принимаем равным 22, значение коэффициента для прямозубой конической передачи принимают 0,85.

Учитывая всё выше перечисленное находим:

.

Окружную скорость , м/с на среднем делительном диаметре (при =0,285) вычисляют по формуле (1, с. 25):

, (2.1.2.2)

где n₁ - число оборотов на ведущем валу, об/мин;

.

Уточняем предварительно найденное значение диаметра внешней делительной окружности шестерни, мм:

; (2.1.2.3)

где -коэффициент внутренней динамической нагрузки;

-коэффициент неравномерности распределения нагрузки.

Коэффициент выбираем по таблице 2.6 (1, с.17), при степени точности 7В, =1,03.

=, где -коэффициент, выбираемый по таблице 2.7 (1, с.19) в зависимости от отношения , но т.к. ширина зубчатого венца и диаметр шестерни ещё не определены, значение коэффициента вычисляют ориентировочно:

откуда =1,18.

Далее находим что:

2. Конусное расстояние и ширина зубчатого венца.

Угол делительного конуса:

(2.1.2.4)

Внешнее конусное расстояние:

(2.1.2.5)

Ширина зубчатого венца:

(2.1.2.6)

3. Модуль передачи

Внешний торцовый модуль передачи:

(2.1.2.7)

где - коэффициент внутренней динамической нагрузки выбирается по таблице 2.9 (1, с.20);

- коэффициент неравномерности распределения напряжений.

=,

где .

Коэффициент принимаем равным 0,85, вместо в расчётную формулу подставляем меньшее из значений и .

В результате находим:

Округляем до стандартного значения, m=1,5.

4. Числа зубьев: шестерни

колеса

5. Фактическое передаточное число

6 Окончательные значения размеров колёс, мм, по рисунку 3.

Углы делительных конусов шестерни и колеса,:

Делительные диаметры колёс,, мм:



Внешние диаметры колёс,, мм:

где - коэффициент смещения, мм, принимают по таблице 2.12 (1, с.28).

Коэффициент смещения для колеса .

Рисунок 3 - Размеры колёс

7. Размеры заготовки колёс, мм, по рисунку 4.



Рисунок 4 - Размеры заготовки

Полученные расчётом и сравнивают с предельными размерами и (1, с.11).

8. Силы в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре шестерни, Н:

, (2.1.2.8)

где ;

Осевая сила на шестерне, Н:

, (2.1.2.9)

где ;

.

Радиальная сила на шестерне, Н:

, (2.1.2.10)

.

Осевая сила на колесе: ==1103,5.

Радиальная сила на колесе: ==275,9.

9. Проверка зубьев по контактным напряжениям.

Расчётное контактное напряжение, МПа:

; (2.1.2.11)

;

Полученный результат удовлетворяет условию .

10. Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба:

, (2.1.2.12)

где - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, принимают по таблице 2.10 (1, с.24). =3,80.

,

Полученный результат удовлетворяет условию .

Напряжение изгиба в зубьях шестерни:

, (2.1.2.13)



Значение коэффициентов =4,06, =3,61, далее находим:

2.2 Расчёт ремённой передачи

Исходные данные для расчёта:

=4 кВт, n₁=950 об/мин, i=2,7.

1. По графику рисунок 12.23 (2, с.271) рекомендуемое сечение ремня Б.

2. По графику рисунок 12.26 (2, с.272), учитывая рекомендацию (12.31) (2, с.273), принимаем диаметр малого шкива равным 125 мм и находим номинальную мощность равную 1,5 кВт.

3. Рассчитаем геометрические параметры передачи.

Диаметр большого шкива, мм:

, (2.2.1)

.

Полученное значение округляем до стандартного значения, 355 мм.

По рекомендации [(12.29) (2, с.273)] предварительно принимаем межосевое расстояние равным диаметру большего шкива 355 мм.

Найдём предварительную длину ремня, мм (2, с.254):

, (2.2.2)

.

Полученный результат округляем до стандартного значения и принимаем его равным 1600 мм.

Далее уточняем межосевое расстояние по формуле (2, с.254):

, (2.2.3)

Угол обхвата определим по формуле (2, с.253):

, ( 2.2.4)

.

4. Определим мощность, предаваемую одним ремнём:

, (2.2.5)

где - коэффициент угла обхвата;

- коэффициент длины ремня по графику рисунок 12.27 (2, с.272);

- коэффициент передаточного отношения по рисунку 12.28 (2,с.272);

- коэффициент режима нагрузки.

И так, находим:

=0,92;

=0,92;

=1,14;

=1,3;

.

5. Найдём число ремней по формуле (2, с.273):

, (2.2.6)

где Р - мощность на ведущем валу, Н;

- коэффициент числа ремней;

7. Находим предварительное натяжение одного ремня по формуле (2, с. 274):

, (2.2.7)

где -сила натяжения ремня, Н;

- скорость вращения.

Скорость вращения , м/с:

Сила натяжения ремня , Н:

транспортер электропривод зубчатый вал



3. Конструирование тихоходного вала

1. Расчётная схема (эскиз вала см. приложение, эскизный проект):

Рисунок 5 - Расчётная схема

l₁=151 мм,

l₂=105 мм,

l₂=256 мм.

2. Определение реакций опор.

Для определения реакций составим соответствующие уравнения моментов:

откуда реакция , Н:

Реакции ,,, находим аналогично:

3. Определение опасного сечения

Определяем в трёх сечениях первое и третье в местах закрепления подшипников, второе в месте закрепления зубчатого колеса.

Коэффициент нагруженности:

где - коэффициент концентрации напряжений,

- момент сопротивления.

находим по таблице 10.7 (1, с.170):

=1,9, =2,926.

Моменты сопротивления, мм³:

Найдём изгибающие , Н, моменты в каждом из сечений:

, находим аналогично, в результате получаем , .

В результате получаем коэффициенты нагруженности:

, на основании полученных результатов делаем вывод, что второе сечение опасное, т.е. сечение в месте закрепления зубчатого колеса, сравнительные результаты приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1

Сравнительные результаты расчёта опасного сечения

Номер сечения		W, мм3		К
I	1,9	21500	14,78	0,0038
II	2,926	19511	416	0,062
III	1,9	21500	315,7	0,027

4. Расчёт вала на сопротивление усталости прочность

Расчёт выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают в диапазоне [S]=1,5 - 2,5.

, (3.1)

где , - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:

(3.3)

Напряжения в опасных сечениях вычисляют по формулам:

(3.4)

где - результирующий изгибающий момент, Н*м;

М_К - крутящий момент;

W и W_К - моменты сопротивления сечения вала при изгибе и кручении, мм³.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:

(3.5)

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, определяется по таблице10.2 (1, с.169);

и - коэффициенты снижения предела выносливости.

Значения и вычисляют по зависимостям:

(3.6)

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений по таблице 10.10 (1, с.171);

и - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения по таблице 10.7 (1, с.170);

и - коэффициенты влияния качества поверхности по таблице 10.8 (1, с.170);

- коэффициенты влияния поверхности упрочнения по таблице 10.9 (1, с.170).

Учитывая все выше перечисленные коэффициенты, находим значения и :

Далее по формуле находим (3.4):

по формуле (3.5):

далее находим значения коэффициентов , по формуле (3.3):

И окончательно по формуле (3.1) находим значение коэффициента S:

Полученный результат удовлетворяет условию



4. Поверка подшипников на долговечность

1. Определим все силы действующие в подшипниках

Рисунок 5 - Расчётная схема, при условии установки подшипников «враспор»

Радиальная нагрузка в подшипниках,, Н:

(4.1)

Минимальная осевая сила,

(4.2)

где e - коэффициент, принимаемый по таблице 24.16 (1, с.423);

Для нормальной работы подшипника необходимо чтобы выполнялось условие:

и .

Кроме того, должно выполняться условие равновесия:

(4.3)

Учитывая что , осевые силы определяем по следующим зависимостям:

Полученные результаты удовлетворяют условию

2. Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность.

Статическая прочность обеспечена, если выполнено условие:

, (4.4)

где - статическая радиальная грузоподъёмность, для подшипника 7210А

равно 55кН

- эквивалентная статическая радиальная нагрузка.

Определим эквивалентную статическую радиальную нагрузку, Н:

, (4.5)



Значение коэффициента радиальной статической нагрузки и коэффициента осевой статической нагрузки выбираем по таблице 7.3 (1, с.106).

Полученные результаты удовлетворяют условию .

3. Расчёт подшипников на заданный ресурс.

Исходные данные:

F_r1 = 1343,96,

F_r2 = 1938,98

F_a = 1103,5,

N = 87,96 об/мин,

d= 50,

L_H = 11 тыс.час.

С_r = 70,4 кН,

Y = 1,4, коэффициент радиальной нагрузки,

X = 0,4, коэффициент осевой нагрузки,

Вычисляем эквивалентную динамическую нагрузку:

, (4.6)

где V - коэффициент вращения кольца,

- коэффициент безопасности по таблице 7.4 (1, с.107),

- температурный коэффициент.

Определим скорректированный по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс (долговечность) подшипника, ч:

, (4.7)

где С - базовая динамическая грузоподъёмность подшипника (радиальная

С_r),

Р - эквивалентная динамическая нагрузка ( радиальная ),

- коэффициент долговечности по таблице 7.5 (1, с.108),

- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации.

Полученные результаты удовлетворяют заданному ресурсу.



5. Конструирование корпуса

Рисунок 6 - Основные размеры корпуса

Толщина стенки корпуса , мм;

Толщина на разъёме и , мм:

Полка под болты:



6. Расчёт соединения с натягом

Исходные данные:

Вращающий момент на колесе Т=315 Н*м;

диаметр соединения d=58 мм;

диаметр отверстия пустотелого вала d₁=0 мм;

условный наружный диаметр втулки d₂=90 мм;

длина сопряжения l=67 мм;

материал соединяемых деталей Сталь 45.

1. Среднее контактное давление, МПа:

, (6.1)

где К - коэффициент запаса сцепления;

f - коэффициент сцепления;

2. Деформация деталей, мкм:

, (6.2)

где С₁ и С₂ - коэффициенты жесткости:

(6.3)

где Е - модуль упругости;

- коэффициент Пуассона

3. Поправка на обмятие микронеровностей, мкм:

, (6.4)

где и - средние арифметические отклонения профиля поверхности, выбираются по таблице 22.2 (1, с.349).

.

4. Минимальный натяг, мкм:

(6.4)

5. Максимальный натяг, мкм:

, (6.5)

где - максимальная деформация, допускаемая прочностью охватывающей детали, мкм.

, (6.6)

где - максимальное давление, допускаемая прочностью охватывающей детали, МПа.

, (6,7)

Далее находим :

и окончательно находим :

.

По полученным данным в соответствии с СТ -СЭВ …… подбираем посадку Н8/z8.



7. Выбор смазки

При окружной скорости свыше 5 м/с, по таблице 11.1 (1, с.173) выбираем рекомендуемую кинематическую вязкость масла 40 мм²/с.

В соответствии с кинематической вязкостью подбираем масло И-Г-А-46.

Список литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Лёликов. Конструирование узлов и деталей машин - М.: Высшая школа, 2000.

3. Детали машин. Атлас конструкций. Под ред. Д.Н.Решетова. Изд 5-е в двух частях. М.: Машиностроение, 1992.

4. допуски и посадки

Размещено на Allbest.ru

...