Проектирование привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

1. КИНИМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ АНАЛИЗ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивки его по ступеням

1.3 Определение угловых скоростей, частот вращения валов

1.4 Определение моментов, действующих на валах

2. РАСЧЕТ ВТОРОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Расчет основных параметров цилиндрической передачи

2.2 Геометрический расчет цилиндрической передачи

3. РАСЧЕТ ПЕРВОЙ ПЕРЕДАЧИ

3.1 Определяем основных параметров червячной передачи

3.2 Геометрической расчет червячной передачи

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

Расчет привода цепного конвейера

1.Тяговое усилие на цепи конвейера 6000Н

2.Скорость движения цепи конвейера0,15 м/с

3.Число зубьев тяговой звездочки 10

4. Шаг тяговой цепи 100мм

5.Коэффициент суточного использования0,5

6.Коэффициент годового использования 0,65

7. Наработка 194

8.Подшипник №305

9. Разработать:

а) сборочный чертеж редуктора

б) чертеж общего вида привода

в) рабочие чертежи:

- корпус редуктора

-вала выходного

-колеса зубчатого

- рамы сварной



График нагрузки разработать:

1.Сборочный чертеж редуктора.

2.Чертеж общего вида привода.

3.Рабочие чертежи.

-корпус редуктора;

-вала выходного;

-колеса зубчатого ( червячного);

-рамы сварной.

Р=6кН;

V=0.15 м/с;

t=100мм;

z=10.

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя

Находим общее КПД привода по формуле:

hприв = hцеп x hчерв x hзуб x hмуф. (1.1.1.)

где: hцеп =0,95-КПД цепной передачи,

hчерв =0,8-КПД червячной передачи,

hзуб = 0,96 -КПД зубчатый передачи,

hмуф = 0,97- КПД муфты.

hприв = _,95 x _,8 x _,96 x _,97=_,7.

Определяем потребную мощность электродвигателя:

N=(в*V)/Юприв =(6000*0,15)/0,7=1114,3 Вт , (1.1.2.)

где: в - тяговое усилие на цепи конвейера,

V - скорость движения цепи конвейера.

Выбираем по таблице ближайший по мощности электродвигатель-4А80В4У3 кинематический привод электродвигатель передача

N=1.1.кВт, nc=1500мин, s=5,4%, Tпуск/Тном=2.0.

Определяем номинальную частоту вращения с учетом скольжения:

S=(nc-nн/nc)*100%, откуда (1.1.3)

nH= nc-(S* nc/100)=1500-(5,4*1500/100)=1419мин.

1.2 Определение общего передаточного отношения и разбивки его по ступеням

Определяем частоту вращения приводного вала по формуле:

n=(v*60*1000)/z*t, (1.2.1.)

где: z-число зубьев тяговой звездочки;

t-шаг тяговой цепи, мм;

v-скорость движения цепи, м/с;

n=(0,10*60*1000)/(10*100)=6мин;

Вычисляем общее передаточное число по формуле:

uобщ=nH/n=1419/6=236,5; (1.2.2.)

Получение общее передаточное число распределяем между типами и ступенями передач. Должны соблюдать условия:

2?uб?4; 8?um?63;

1. ступень быстроходная:

uб===3,92 (1.2.3.)

Из единого ряда принимаем передаточное отношение цилиндрической быстроходной ступени равной Ub=4

2.ступень тихоходная:

uТ=50-передаточное число червячной передачи.

uобщ=uб*uт*uц.п, , откуда (1.2.4.)

uц.п= uобщ/ uб * uт=236,5/4*50=1.18-передаточное число цепной передачи;

1.3 Определение угловых скоростей, частот вращения валов

Ведущий вал редуктора.

n1=nH=1419мин

щ1=рn/30=3.14*1419/30=148,8рад/с. (1.3.1.)

Промежуточный вал редуктора.

n2=n1/uБ=1419/4=354,75 мин; (1.3.2.)

щ2= рn/30=3,14*354,75/30=37,1 рад/с; (1.3.3.)

Ведомый вал редуктора.

nвых=n2/um=354,75/50=7,1 мин; (1.3.4.)

щвых= щ2/ um=37,1/50=0,74рад/с. (1.3.5.)

1.4 Определение моментов, действующих на валах

М1=1000 =1000 =7,43 H*M (1.4.1.)

M2=N1*Юз.n/ =1114,3*0,96/37,1=29,2 H*M ; (1.4.2.)

M3=P*V/ 6500*0.12/0.74=1054 H*m; (1.4.3.)

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

2.1 Расчет основных параметров цилиндрической передачи

Выбираем материал зубчатого колеса и шестерни:

- сталь 40ХН, вид термической обработки - улучшение,

sВ=920,------sТ=750МПа, НRC 48-53.

Предварительное межосевое расстояние:

а=(u+1); (2.1.1.)

где -допускаемое контактное напряжение ;

-расчетный момент;

коэффициент ширины;

u-передаточное отношение;

Расчетный момент:

Тр=М2*КнД*Кн, (2.1.2.)

где: КнД -коэффициент долговечности;

Кн -коэффициент нагрузки.

Определяем коэффициент долговечности по формуле:

КнД=Кне (2.1.3.)

где: Кне- коэффициент эквивалентности;

-наработка;

=200*-база контактных напряжений;

Коэффициент эквивалентности:

)=0,56

Наработка

(2.1.5.)

где: n- частота вращения быстроходного вала редуктора;

с=1-число врожденный в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот.

t2 - машинное время работы;

(2.1.6.)

где: -срок службы;

N=t*60*n*c=22776*60*1419*1=194* циклов.

Коэффициент долговечности:

Предварительное значение окружной скорости рассчитываем по формуле:

 (2.1.7.)

где: Сv=13- коэффициент;

=0,25 - коэффициент ширины зуба.

Определяем отношение ширины колеса к диаметру шестерни:

(2.1.8)

Определяем коэффициент нагрузки по формуле:

(2.1.9.)

где: =1.06-коэффициент распределения нагрузки;

-=1.54 -коэффициенты концентрации и начальной концентрации.

=1.08-коэффициент динамичности.

Находим расчетный момент

Тр=29,2** 1,19*1,76=61156,5 Н*мм;

Допускаемое контактное напряжение

(2.1.10.)

где: SH=1,1-коэффициент безопасности;

-предел выносливости;



Определяем расчетное межцентровое расстояние:

.

Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение межцентрового расстояния а=90мм.

Ширина колеса:

(2.1.11)

Из единого ряда выбираем стандартное значение b2=24мм.

Вычисляем действительную скорость:

(2.1.12.)

Фактическое контактное напряжение:

(2.1.13)

Разница между фактическим и допускаемым напряжениями:

(2.1.14)

Результат следует считать хорошим.

Наибольшее контактное напряжение определяется по формуле:

где: = 750МПа- предел текучести. (2.1.15)

Максимальное контактное напряжение определяется по формуле:

(2.1.16.)

Определяем окружную силу:

(2.1.17)

Модуль определяется по формуле:

(2.1.18)

где: -коэффициент долговечности по изгибу;

- коэффициент нагрузки по изгибу;

- допускаемое напряжение.

Коэффициент долговечности по изгибу определяется по формулу:

 (2.1.19.)

где: =0,68-коэффициент эквивалентности по изгибу;

= 4*- база изгибных напряжений;

N-наработка.

Коэффициент нагрузки определяем по формуле:

(2.1.20)

где: =1 - коэффициент распределения нагрузки;

= -=1,41-коэффициенты концентрации и начальной концентрации при в/d=0.625;

=1,2- коэффициент динамичности.

Определяем допускаемое напряжение на изгиб:

(2.1.21)

где: -предел длительности выносливости;

-коэффициент безопасности.

Определяем ширину шестерни:

Из единого выбираем стандартное значение

=28мм

Определяем модуль

Так как модуль очень маленький и противоречить условию при твердости НRC>40, m>1,6. то принимаем m=2мм.

Определяем суммарное число зубьев по формуле:

(2.1.23)

Находим число зубьев шестерни

. (2.1.25)

Число зубьев колеса

(2.1.26)

Определяем фактическое передаточное число:

(2.1.27)

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни по формуле:



где: =4,07-коэффициент формы зуба;

=1-коэффициент наклона зуба.

Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев колеса:

(2.1.28)

Наибольшее допускаемое напряжение на изгиб:

(2.1.29)

Максимальное напряжение изгиба:

(2.1.30)

Окончательное основные параметры:

Межосевое расстояние а=90,

Передаточное число .

Коэффициент ширины

Ширина шестерни

Ширина колесаm=2мм,

Число зубьев мм,

мм.

2.2 Геометрический расчет цилиндрической передачи

Делительные диаметры

(2.1.2.) мм.

мм.

Проверяем условие

36+144=180=2*90 (2.2.2.)

Диаметры вершин зубьев определяем по формуле:

(2.2.3.)

Определяем диаметр впадин:

(2.2.4.)

2.3. Силы в зацеплении цилиндрических передач.

Окружная сила

Осевая сила (2.3.1.)

где: =0

Радиальная сила.

(2.3.2.)

где: =1.

=20градусов.

Нормальная сила:

(2.3.3.)

3. РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ РЕДУКТОРА

3.1 Определяем основных параметров червячной передачи

(3.1.1)

Коэффициент эквивалентности по контактной выносливости Кне=0,56.

По таблице выбираем материал для червячного колеса.

БрА9ЖЗЛ.

Способ отливки в кокиль,Gт=500МПа, Gт==230Мпа.

Машинное время работы:

(3.1.2.)

Наработка

(3.1.3.)

Определяем коэффициент долговечности:

(3.1.4.)

Коэффициент эквивалентности по изгибу:

Коэффициент долговечности

 (3.1.5.)

Принимаем червяк из стали 18ХГТ с цементацией и закалкой до твердости НRС56-63.

Допускаемое напряжение

(3.1.6)

Предварительный коэффициент нагрузки

(3.1.7)

где: коэффициент концентрации.

=1.02- начальный коэффициент концентрации.

Предварительное значение межосевого расстояния:

мм, (3.1.8)

где:

(3.1.9.)

Принимаем ближайшие стандартное межосевое расстояние а=160мм.

Число зубьев колеса.

(3.1.10)

Определяем модуль

(3.1.11)

Принимаем стандартный модуль m=5мм.

Коэффициент диаметра червяка:

(3.1.12)

Коэффициент смещения:

(3.1.13)

Окончательно принимаем

Угол подъема витка на начальном диаметре, который при Х=0 совпадает с делительным:

градуса,5 минут. (3,1,14)

Длина червяка

Ширина венца червячного колеса

(3.1.16)

Проверяем фактическое контактное напряжение:

(3.1.17)

Делительный диаметр колеса:

(3.1.18)

Начальный диаметр червяка при Х=0, совпадающий с делительным с делительным:

(3.1.19)

Фактическая скорость скольжения

(3.1.20)

Коэффициент концентрации:

(3.1.21.)

Скорость колеса:

 (3,1,22)

Коэффициент динамичности

По формуле:

(3.1.23)

Определяем расчетный момент

(3.1.24)

Напряжение

Уточняем допускаемое напряжение по фактической скорости и скольжения

Перезагрузка по напряжению:

(3.1.25)

Подобная перегрузка допустима. Таким образом, обеспечено полное использование материала по контактной выносливости.

Проверяем статическую контактную прочность.

Предельное контактное напряжение.

(3.1.26)

Максимальное контактное напряжение:

Проверяем напряжение изгиба. Допускаемое напряжение изгиба:

(3.1.28)

Напряжение изгиба в зубьях колеса

(3,1,29)

Эквивалентное число зубьях колеса

(3.1.30)

Коэффициент формы зуба

Окружная сила на колесо

(3.1.31)

 (3.1.32)

Проверяем статистическую прочность на изгиб.

Предельное напряжение изгиба.

(3.1.32)

<184МПа.

Окончательные основные параметры:

межосевое расстояние а=180мм;

передаточное отношение u=50;

число витков червяка Z1=1;

число зубьев колеса Z2=50;

модуль зацепления m=5мм;

коэффициент диаметра червяка q=14;

коэффициент смещения Х=0;

угол подъема линии витка червяка в1=90мм.

ширина венца червячного колеса в2=56мм.

3.2 Геометрической расчет червячной передачи

Определяем делительной диаметр червяка:

d1 =mq=5*14=70мм. (3.2.1.)

Так как Х=0, то mo dw =d1=70мм.

Диаметр вершин витков:

da1 =m(q+2)=5(14+2)=80мм. (3.2.2)

Диаметр впадин витков

df1 =m(q-2,4)=5(14-2,4)=58мм; (3.2.3.)

Делительный диаметр червячного колеса:

d2=mz2=5*50=250мм. (3.2.4.)

Диаметров вершин зубьев

(3.2.5.)

Наибольший диаметр колеса:

(3.2.6)

Диаметр впадин:

(3.2.7.)

Радиус закругления колеса

(3.2.8.)

3.3 Силы в зацеплении червячной пары

Окружная сила:

(3.3.1.)

Осевая сила на червяке

(3.3.2)

Осевая сила на червячном колесе

Радиальная сила

(3.3.3)

Размещено на Allbest.ru

...