Понятие транспортеров

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Техническое предложение

привод конвейер цех

1.1 Введение

Транспортеры или конвейеры являются неотъемлемой частью современного технологического процесса, обеспечивая перемещение изделий между основным оборудованием цехов, со складов и на склады, между цехами; выполняя роль накопителей заготовок; осуществляя механизацию погрузочно-разгрузочных работ и т.д.

Различают конвейеры с тяговым органом (ленточные, цепные, канатные) и без тягового органа (винтовые, роликовые, дисковые, транспортирующие трубы и др.). Самыми распространенными являются ленточные и цепные конвейеры.

Цепной транспортер имеет: приводные звездочки (одну или две), натяжные звездочки (одну или две), тяговые цепи (одну или две) с грузонесущим приспособлением, груз, устройства, поддерживающие цепи с грузом, привод, натяжное устройство.

Все составные части конвейеров монтируются на рамах.

В цепных конвейерах нагрузка передается зацеплением цепей и зубьев приводных звездочек.

Тяговое усилие F (вращающий момент Т или мощность Р) на рабочем органе определяется расчетом сопротивлений на участках конвейера методом обхода по контуру. Допускаемая скорость движения v цепных конвейеров до до 1...1,5 м/с.

1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода

1.2.1 КПД привода

Общий КПД привода [1, c.7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):

где согласно [1, c.7] i (i = 1...5) представлены в таблице 1.1.

Таблица 1.1 КПД кинематических пар привода

Цепная передача	Зубчатая закрытая передача	Муфта	Подшипники качения
	цилиндрическая		вала звездочки

1.2.2 Ожидаемые общие передаточные числа привода

u0 = nдв / nр

nдв= 3000 1500 1000 750 (мин?№)

u0 = 166,7 83,3 55,6 41,7

1.2.3 Подбор электродвигателя

При заданной циклограмме нагружения режим технологического процесса фиксирован, двигатель работает в повторно-кратковременном режиме с продолжительностью включения под нагрузкой [1, c.7] 10 мин t 60 мин. Потребная мощность двигателя, кВт,

(1.1)

где ТE = KEТnom - эквивалентный вращающий момент, Нм;

Тnom= Тзв - номинальный длительный (число циклов N 104...105) момент:

(1.2)

KE - коэффициент приведения заданного переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному [1, c.8] :

(1.3)

KE =v1І·0,4+0,8І·0,3+0,3І·0,3=0,787

Тогда

Рдв? Р'дв, следовательно Рдв=0,75 кВт

Возможные к применению двигатели [1, c.23, 24] приведены в таблице 1.2.

Таблица 1.2 Характеристика двигателей

Вариант	Марка двигателя	РДВ, кВт	nДВ,мин-1	Тпуск/Т	Тmax/Т	Масса, кг
1	АИР 71А2У3	0,75	2820	2,6	2,7	8,6
2	АИР 71В4У3	0,75	1350	2,5	2,6	9.4
3	АИР 80А6У3	0,75	920	2,1	2,2	12,3
4	АИР 90LA8У3	0,75	705	1,4	2,0	18,5

Выбор двигателя удовлетворяет условиям пуска Тпуск/Т>1,3.

1.2.4 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач

Общее передаточное число привода u0 = nдв / nр и его разбивка по ступеням передач для 4-х вариантов двигателей приведены в таблице 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены:

uцп - цепной передачи;

uред = u0 / uцп - редуктора:

uред = uб uт

uб - быстроходной (цилиндрической) ступени редуктора;

uт - тихоходной (цилиндрической) ступени редуктора.

При разбивке u0 были использованы рекомендации [1, c.11] :

uцп до 1,5...3-х и для редукторов Ц2С [1, c.12] uред =7,1...50 (рекомендуемые 12,5…31,5); uт = . uб и uт округлены по ряду предпочтительных чисел R20. Отклонение общего передаточного числа при округлении [1, c.14]:

u0 = 100(u0 - u0) / u0 % [u0 = 4%] (1.4)

Таблица 1.3 Разбивка u0 по ступеням передач

Вариант	Двигатель	u0	uцп	uред	uб	uт	uб	uт	uред	uцп	u0	u0%
1	71А2	156,7	3,5	45	7,6	5,9	8	5,6	44,8	3,48	155,9	0,49
2	71В4	75	2	35,5	6,83	5,2	7,1	5	35,5	2,1	74,55	0,6
3	80А6	51,11	2	25	5,7	4,4	5,6	4,5	25,2	2,04	50,4	1,4
4	90LA8	39,17	2	20	5,08	3,94	5	4	20	1,96	40	-0,0008

Исходя из указанных рекомендаций по передаточным числам для заданного привода выбираем

ДВИГАТЕЛЬ .АИР 80А6У3 ТУ 165-525.564-84

Размеры выбранного двигателя [1, c.25, 26] представлены на рисунке 1.1.

Рисунок 1.1 Размеры двигателя Габариты, мм

l30 = 295 ; h31 = 194 ; d30 = 178 .

Установочные и присоединительные размеры, мм :

d1 = 22 ; l1 = 50 ; b1 = 6 ; h1 = 6 ;

l10 = 100 ; l31 = 50; d10 = 10 ;b10 = 125;

h = 80 ; h10 = 10/

Исполнение IM 1081.

1.2.4 Частоты вращения и моменты на валах

Направления вращения валов на рисунке 2 показаны стрелками.

Вращающий момент на j -м валу (j = 5,4...1) :

Tj = T5 / u5-j 5-j, (1.6)

где u4-j,4-j - соответственно передаточное число и КПД между валом барабана (j = 5) и j - м валом привода.

Результаты расчета по формулам (1.5) и (1.6) для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.4.

Таблица 1.4 Частоты вращения и моменты на валах

Вал
	ni , мин-1	Tj_, Нм
I	920	9,85
II	920	9,59
III	164,3	52,089
IV	36,5	222,47
V	17,9	432

1.3 Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния aW из условия сопротивления контактной усталости.

1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях унификации [2, c.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом крупносерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.

Быстроходная ступень (Б.ст.) редуктора - цилиндрическая косозубая; тихоходная (Т.ст.) - цилиндрическая косозубая.

Выпуск массовый.

По рекомендациям [2, c.4, п.1.1.6], чтобы получить H1m ? H2m > 350НВ, назначаем термообработку зубьев :

- шестерен z1 - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ1);

- колес z2 - поверхностную закалку ТВЧ (ТВЧ2).

Механические свойства стали 40Х после термообработки [2, c.5] с предположением, что D 125 мм и S 80 мм, даны в таблице 1.5.

Таблица 1.5 Механические свойства z1 и z2 из стали 40Х

Наименование параметра	Зубчатое колесо	Примечание
	шестерня z1	колесо z2
1 Термообработка	закалка ТВЧ (ТВЧ1)	закалка ТВЧ (ТВЧ2)
2 Твердость поверхности	(45...50) НRCЭ	(45...50) НRCЭ
средняя по Роквеллу	47,5 НRCЭ	47,5 НRCЭ
по Бринелю	450 НВ	450 НВ	[2, c.3, рис.1.1]
по Виккерсу	500 НV	500 НV	то же
3 Предел прочности В, МПа	900	900
4 Предел текучести Т, МПа	750	750
Примечание - H1m ? H2m = 450 НВ > 350НВ.

1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, c.8] :

= (Ti / Tmax)m (Lhi / Lh) , (1.7)

где m - показатель степени отношения моментов: mH = qH /2; mF = qF,

q - показатель степени кривой усталости: qH = qF = 6 и тогда mH =3, mF = 6.

При расчете по контактным напряжениям Н :

Н1 = Н2 = Н = 130,4 + 0,830,3 + 0,330,3 = 0,56 ;

при расчете по напряжениям изгиба F :

F1 = F2 = F = 160,4 + 0,860,3 + 0,360,3 = 0,479.

Судя по величинам Н и F заданный режим работы наиболее приближается [2, c.8, таблица 2.1] к тяжелому типовому режиму.

Требуемая долговечность передачи в часах [2, c.8] :

Lh = 36524 kГkCh = 365240,750,255 =8212,5 ч,

где kГ = 0,75 - коэффициент годового использования;

kС = 0,25 - коэффициент суточного использования;

h = 5 лет - срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2,c.8]:

N = 60ncLh ,

где n - частота вращения зубчатого колеса, мин -1 ;

с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, c.9] c = 1.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, c.8]:

NE = N (NHE = Н N ; NFE = F N).

Базовое число циклов перемены напряжений [2, c.9] :

- по контактным напряжениям NHlim = 30 Hm2,4 120106 ,

где Hm - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;

- по изгибным напряжениям : NFlim = 4106.

Результаты расчета N, NHE, NFE, NHlim, представлены в таблице 1.6.

Таблица 1.6 Число циклов перемены напряжений в зубьях

Ступень и зубчатое колесо	n, мин -1	Число циклов N в миллионах
		N	NHE	NHlim	Сравнение NHE с NH lim	NFE	Сравнение NFE с NFlim
Б.ст.	z1	920	453,3	253,8	70	NHE > NHlim	217,13	NFE > NFlim
	z2	164,5	81	45,36	70	NHE < NHlim	38,8	NFE > NFlim
Т.ст.	z1	164,5	81	45,36	70	NHE < NHlim	38,8	NFE > NFlim
	z2	36,5	18	10,08	70	NHE < NHlim	8,62	NFE> NFlim

1.3.3 Допускаемые контактные напряжения на сопротивление усталости

Расчетное допускаемое контактное напряжение НР [2, c.10], МПа :

НРmin НР = 0,45 (НР1 + НР2) AНРmin , (1.8)

где А = 1,25 - для цилиндрической передачи (Т.ст. Б.ст.);

НРi (i = 1, 2) - допускаемые напряжения в прямых зубьях, МПа;

НРmin - наименьшее из двух значений НР1 и НР2 .

Согласно [2, c.9]

НРi = Нlimbi ZN i (ZRZVZLZX) / SHi, (1.9)

где Нlimbi - базовый предел контактной выносливости зубьев, МПа, [2, c.9]:

- для шестерен z1 (закалка ТВЧ)

Нlimb1 = 17 HHRCЭ + 200 = 1747,5 + 200 = 1007 МПа ;

- для колес z2 (закалка ТВЧ)

Нlimb1 = 17 HHRCЭ + 200 = 1747,5 + 200 = 1007 МПа ;

ZN i - коэффициент долговечности [2, c.10] в зависимости от отношения NHlim / NHE;

SHi - коэффициент запаса прочности [2, c.10]:

для z1 SH1 = 1,2; для z2 SH2 = 1,2;

произведение ZRZVZLZX = 0,9.

Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7.

Таблица 1.7 Допускаемые контактные напряжения НР, МПа

Ступень, зубчатое колесо	NHlim / NHE	ZN	НРi (1.9)	АНРmin	НР (1.8)
Б.ст.	z1	0,28	0,806	609,3	761,8	637,2
	z2	1,54	1,07	808,12
Т.ст.	z1	1,54	1,07	808,12	1010,15	730,71
	z2	6,94	1,08	815,67

1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям

По ГОСТ 21354-87 [2, c.12] :

КН = КАКНVKHKH, (1.10)

где КА - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; КА = 1 ;

КНV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;

KH - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций :

- для цилиндрической передачи [2, c.14]

KH = 1 + (KH0 - 1) KHW, (1.11)

где KH0 - начальное (до приработки) значение коэффициента KH [2, c.16];

KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16];

KH - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями:

- для цилиндрической косоэубой передачи [2, c.17]

KH = 1 + (KH0 - 1) KHW, (1.12)

где KH0 - начальное значение до приработки зубьев: при Н2 > 350 НВ [2, c.17]

KH0 = 1 + 0,15(nст - 5) 1,6, (1.13)

где nст - число степени точности передачи по нормам плавности.

В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов ba, bd по рекомендациям [2, c.13, 14].

Таблица 1.8 Коэффициенты Кbe, ba, bd

Параметры	Ступень редуктора
	быстроходная	тихоходная
Тип передачи Схема [2, рисунок 4.1 ] Коэффициент ba Передаточное число u Коэффициент bd	цилиндрическая косозубая 3 ba = 0,2 (Н2 > 350 НВ) 5,6 0,5ba(u + 1) = 0,66	цилиндрическая косозубая 8 ba = 0,4 (Н2 > 350 НВ) 4,5 0,5ba(u + 1) = 1,1

Расчет коэффициентов, входящих в формулу (1.10) выполнен в таблице 1.9.

Таблица 1.9 Коэффициенты расчетной нагрузки КН

Наименование параметра	Источник	Ступень редуктора	Примечание
		Б.ст. - цилиндрич.	Т.ст. - цилиндрич.
1 Частота вращения n1, мин-1	табл.1.4	920	164,3
2 Момент Т1, Нм	табл.1.4	9,51	52,089
3 Скоростной коэффициент СVm (CV)	[2, c.14]	1950	1950	ТВЧ1+ТВЧ2
4 Окружная скорость vm (v) , м/с	[2, c.14]	0,963	0,259
5 Степень точности	[2, c.14]	8	8
6 Твердость зубьев средняя по Виккерсу HVmin	табл.1.5	Н1 и Н2 >350 НВ 500
7 Коэффициент КНV	[2, c.15]	1,01	1,01
8 Коэффициент KH0	[2, c.16]	1,5	1,1
9 Коэффициент KHW	[2, c.17]	0,74	0,73
10 Коэффициент KH	(1.11)	1,37	1,073
11 Коэффициент KH0 , принято KH0	(1.13)	1,45 1,45	1,45 1,45	Н1 и Н2 >350 НВ
12 Коэффициент KH	(1.12)	1,33	1,33
13 Коэффициент KH	(1.10)	1,84	1,44

1.3.5 Расчет цилиндрической передачи

1.3.5.1 Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, c.19] :

aW = 410 (u + 1) [ T1KH / (bauНР2 )]1/3 (1.15)

aW = 410 (4,5 + 1) [52,0891,44 / (0,44,5730,712 )] 1/3 = 96,36 мм.

По заданию производство массовое - передача стандартная; принимаем aW = 100 мм.

1.3.5.2 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10] :

FР1 = 0,4Flimb10YN1, (1.16)

где Flimb10- базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, c.11]. Предполагая mn 3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь Flimb10 = 550 МПа;

YN1 - коэффициент долговечности при изгибе. Так как NFE1 NFlim, то YN1= 1,0.

FР1 = 0,45501 = 220 МПа.

1.3.5.3 Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [3, c.4] представлены в таблице 1.10.

Таблица 1.10 Параметры тихоходной ступени редуктора

Наименование параметра	Формула, источник	Результат
1 Ширина зубчатого венца, мм : b2 = bW принято: колеса b2 = bW шестерни b1	baaW передача стандартная 1,12b2	40 40 45
2 Модуль, мм : минимальный mmin рекомендуемый mn принято m	3500T1(u + 1) / (aWbWFР1) (0,016 ... 0,0315) aW ГОСТ 9563-60	1,139 1,6 ... 3,15 2 [1.5]
3 Минимальный угол наклона зубьев min , град, при 1,1	arcsin (4m / bW)	11°32'21”
4 Суммарное число зубьев z ; округление z	2aWcosmin / m до целого числа	97,98 98
5 Фактический угол наклона зубьев	arccos [z m / (2aW)]	11,4780 11°28'7”
6 Числа зубьев : шестерни z1 принято z1 _ колеса z2	z / (u + 1) z - z1	17,8 18 80
7 Фактическое передаточное число u	z2 / z1	4,44
8 Диаметры окружностей при x1 = x2 = 0, мм :
: - делительных шестерни d1	m z1 / cos	36,73
колеса d2	m z2 / cos	163,26
- вершин зубьев dа1	d1 + 2m	40,73
dа2	d2 + 2m	167,26
- впадин зубьев df1	d1 - 2,5m	31,73
df2	d2 - 2,5m	158,26
9 Окружная скорость v, м/с	d1n1 / 6104	0,313

1.3.5.4 Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [2, c.22] [3, c.4] представлены в таблице 1.11.

aW = 410 (u + 1) [ T1KH / 2(bauНР2 )]1/3

aW = 410 (5,6 + 1) [9,511,84 /2 (0,25,6637,82 )] 1/3 = 72,5 мм.

Принимаем aW = 80мм.

Таблица 1.11 Параметры быстроходной ступени редуктора

Наименование параметра	Формула, источник	Результат
1 Ширина зубчатого венца, мм : b2 = bW принято: колеса b2 = bW шестерни b1	baaW передача стандартная 1,12b2	16 16 18
2 Модуль, мм : минимальный mmin рекомендуемый mn принято m	3500T1(u + 1) / (aWbWFР1) (0,01 ... 0,02) aW ГОСТ 9563-60	0,780 1,28 ... 2,52 1,5 [1.5]
3 Минимальный угол наклона зубьев min , град, при 1,1	arcsin (4m / bW)	22,024
4 Суммарное число зубьев z ; округление z	2aWcosmin / m до целого числа	98,88 99
5 Фактический угол наклона зубьев	arccos [z m / (2aW)]	21,284 0 21016 8”
6 Числа зубьев : шестерни z1 принято z1 _ колеса z2	z / (u + 1) z - z1	15 15 84
7 Фактическое передаточное число u	z2 / z1	5,6
8 Диаметры окружностей при x1 = x2 = 0, мм :
: - делительных шестерни d1	m z1 / cos	24,24
колеса d2	m z2 / cos	135,82
- вершин зубьев dа1	d1 + 2m	27,24
dа2	d2 + 2m	138,82
- впадин зубьев df1	d1 - 2,5m	20,54
df2	d2 - 2,5m	132,05
9 Окружная скорость v, м/с	d1n1 / 6104	1,167

1.4 Предварительный расчет диаметров валов

Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и жесткости [7, c.42] или [3, c.19], мм :

d KT1/3,

где К - расчетный коэффициент

Т - момент на валу, Нм (таблица 1.4) :

Вал	К	Т, Нм	d , мм	d, мм
быстроходный (входной)	7,5	9,59	15,93	22
промежуточный	6,5	52,089	24,28	25
тихоходный (выходной)	6	222,47	33,33	36

Диаметр быстроходного вала принимаем по диаметру вала двигателя - 22 мм.

Расчет цепной передачи

Условия эксплуатации [5, c.5]:

нагрузка с легкими толчками Кд = 1,0;

межосевое расстояние а = (30...50)Р Ка = 1,0;

угол =40° Кн = 1;

регулирование натяжения цепи перемещением оси звездочки Крег= 1,1;

смазка периодическая Ксм = 1,5;

работа двухсменная Креж = 1,25;

рабочая температура 20єС : Кт =1;

Коэффициент эксплуатации вычислен по формуле [5, c.5]:

КЭ= Кд Ка Кн Крег Ксм Креж Кт (1.17)

КЭ= 1,01,01,01,11,51,251,0=2,1< 3

Результаты расчета приведены в таблице 1.12

Таблица 1.12 Расчет цепной передачи

Параметр	Результаты расчета	Примечание
Наименование, обозначение	Формула, источник
1 Момент Т1 , Нм		222,47	Исходные данные
2 Частота вращения n, мин-1		36,5
3 Передаточное число u		2,044
4 Число зубьев z1	[5, c.5] (2)	25
z2		51
5 Фактическое u		2,04
6 Давление [p0], МПа	[5, c.7]	35	n ? 50
7 Число рядов цепи		1	2	3
Коэффициент mp	[5, c.6]	1	1,7	2,5
8 Расчетный шаг P, мм	[5, c.6] (9)	22,7	19,03	16,73
P по ГОСТ 1568-75		25,4	19,05	19,05
9 Минимальное число зубьев zmin	[5, c.5] (3)	14	13	13
10 Уточнение z1	[5, c.7] (10)	17,9	24,99	16,99
принято z1		18	25	17	z1 ? zmin
z2		37	51	35
11 Окончательно u		2,05	2,04	2,05
12 Диаметры, мм dд1	[5, c.8] (15)	146,3	151,99	103,7
dд2		299,5	309,4	212,5
Dе1	[5, c.8] (16)	156,8	160,3	111,4
Dе2		311,12	318,4	221,2
13 Межосевое расстояние a
оптимальное, мм	а < 25Р	760… 1270	570… 950	570… 950	> amin = 600 мм
принято ap		40	40	40
14 Число звеньев W	[5, c.8] (21)	107,7	118,42	106,2
где z		55	76	52
2		9,15	17,14	8,22
округление W		108	118	106	до четного
15 Длина цепи L, м	[5, c.8] (22)	2,74	2,25	2,02
16 Межосевое расстояние а	[5, c.9] (23)	1019,5	757,9	760,03
а,мм		2,2…4	1,5…3	1,5…3
окончательно а, мм		1017	756	758
17 ЦЕПЬ по ГОСТ 13568-75		ПР- 25,4- 6000	2ПР- 19,05- 6400	3ПР-19,05- 9600
Fразр, кН		60	64	96
q, кг/м		2,6	2,9	4,3
Аш, мм2		179	105	105
18 Давление в шарнирах р, МПа	[5, c.9] (24)	35,7	34,4	34,3
р,%		-2	1,7	2
19 Скорость цепи v, м/с	[5, c.9] (27)	0,279	0,29	0,198
20 Натяжение цепи, Н
Ft		3041,3	2927,4	4290,6
Fq		350	66,02	149,8
Fv		0,2	0,24	0,17
F1max	[5, c.9] (26)	3391,5	2993,8	4440,6
21 Коэффициент S	[5, c.9] (25)	17,7	21,4	21,6
допускаемый [S]	[5, c.9] (28)	7,2	7,17	7,017	S > [S]
22 Число ударов цепи w, с-1	[5, c.9] (30)	0,405	0,52	0,39
допускаемое [w]		20	26,7	26,7	[w] > w
23 Силы на валах по осям х,у, Н
F2, Н	[5, c.10] (33)	350,2	66,26	149,97
, град	[5, c.10] (32)	8,63	11,93	8,22	=40°
Fвx	[5, c.10] (31)	2711,7	2135,7	3309,9
Fвy		2574,1	2189,2	3178,7
24 Отношение Dе2 /Dзв		2,9	2,9	2,04

1.5.1 Анализ результатов

1) Выбранные приводные цепи удовлетворяют условиям износостойкости и прочности при базовой долговечности.

2) Основным критерием выбора передачи является условие min Dе2 /Dзв..

Судя по результатам, это передача 2ПР.

Принимаем ЦЕПЬ 3ПР - 19,05 - 9600 ГОСТ 13568-75.

Рисунок 1.4 Конструкция и размеры цепи

Подбор муфты

Для соединения выходного конца быстроходного вала редуктора с валом двигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93. По

ГОСТ 21424-93 на муфты при диаметрах быстроходного вала d=22 мм и двигателя d=22 мм ; габаритные размеры муфты D L=100Ч104 мм, число пальцев z=6, частота вращения nmax=5700 мин-1 , масса 2кг.

Обозначение муфты (для d=22 мм, исполнение 1)

МУФТА 63 - 22 - 1 - 20 - 3 У3 ГОСТ 21424-93



Рисунок 1.5 Муфта упругая втулочно-пальцевая

2. Эскизный проект

2.1 Основные параметры привода

2.1.1 Параметры редуктора

Б.ст. (цилинд- риическая)	aW	bW	mn		z1	z2	uБ	d1
	80	16	1,5	21,284є	15	84	5,6	24,24
	d2	df1
	135,82	20,52
Т.ст. (цилинд- рическая)	aW	bW	mn		z1	z2	uТ	d1
	100	40	2	11,4780	18	80	4,44	36,73
	d2	df1
	163,26	31,73

Действительное передаточное число редуктора

uред = uБuТ = 5,64,44 = 24,9.

2.1.2 Общее передаточное число привода

u0 = uцп uред = 2,044·24,9= 50,9.

Отклонение u0 от u0 = 50,4(таблица 1.3) u0 = 100 (50,4 - 50,9)/ 50,4= -0,99% [4%] - в пределах допуска.

Уточнение ni и Tj по формулам (1.6) и (1.7) :

Вал (рисунок 1.2)	I	II	III	IV	V
ni , мин-1	920	920	164,3	36,5	17,9
Tj , Нм	9,85	9,59	52,089	222,47	432

2.1.3 Диаметры валов редуктора, мм

под зубчатыми колесами	dБ = 22	dП = 25	dТ = 36
под подшипниками качения	dБП = 25	dПП = 25	dТП = 40

2.2 Проверочный расчет зубчатых передач редуктора

2.2.1 Проверка выбора механических характеристик материала

Диаметры заготовок шестерен z1 [2, c.5] :

быстроходная (цилиндрическая) ступень	тихоходная (цилиндрическая) ступень
D = da1 + 6	D = da1 + 6
da1 = 27,24 мм	da1 = 40,73 мм
D = 27,24+ 6 = 33,24 мм [125 мм]	D = 40,73 + 6 = 46,73мм [125 мм]
Толщины ободов заготовок колес [2, c.5] :
быстроходная ступень	тихоходная ступень
S = = 2,2m + 0,05b2 = 2,21,5 + 0,0516 = 4,1 мм S = с = 0,3b2 = 0,316 = 4,8 мм S = 4,8 мм [80 мм]	S = = 2,2m + 0,05b2 = 2,22 + 0,0540 = 6,4мм S = с = 0,3b2 = 0,340= 12мм S = 12 мм [80мм]

Механические характеристики материала обеих ступеней редуктора по размерам заготовок выбраны правильно.

2.2 Допускаемые напряжения

2.2.1 Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки

z1: закалка ТВЧ; НРmax = 44HRCЭ = 4447,5 = 2090 МПа;

- z2: закалка ТВЧ; НРmax = 44HRCЭ = 4447,5 = 2090 МПа.

2.3 Коэффициенты расчетной нагрузки KAKVKK

2.3.1 Коэффициенты KV [3, c.6] :

KV = 1 + wVbW / (FtKA) ,

где wV - удельная окружная динамическая сила, Н / мм, для передачи [3,c.7, 9]:

Цилиндрической

wV = g0v aW / u wVmax ;

где - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и моди-фикации профиля головки зубьев [3, c.7, 8];

g0 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления z1 и z2 [3, c.7].

Окружное усилие, Н :

Ft = 2000 T1 / d1 ;

Результаты расчета KHV и KFV приведены в таблице 2.1.

Коэффициенты KН и KН нужно уточнить, так как изменился коэффициент bd для быстроходной ступени KH уточняется по [2, (4.6), (4.7), табл.4.5],

KH - по [2, (4.11), (4.12)].

bd = 0,5ba(u + 1) = 0,50,2(6,94 + 1) = 0,66

Тогда KH = 1 + (KH0 - 1) KHW, KH0= 1,37 KHW = 0,74

KH = 1 + (KH0 - 1) KHW, KH0 = 1,45 KHW = 0,73

	KН0	KН	KН0	KН
Б.ст.	1,5	1,37	1,45	1,33
Т.ст.	1,1	1,073	1,45	1,33

Таблица 2.1 Коэффициенты KV

Ступень редуктора	Параметры
		Ft		g0	wV	wVmax	KV
быстроходная (цилиндрическая)	KHV	791,3	0,04	5,6	1,22	380	1,038
	KFV		0,04		1,84		1,058
тихоходная (цилиндрическая)	KHV	2836,3	0,04		0,25		1,002
	KFV		0,04		0,367		1,004

Коэффициенты KF , KF при расчете на изгиб:

б.ст. [2, c.18]	т.ст.[2, c.17]
KF = 0,18 + 0,82 KН0 = = 0,18 + 0,821,5 = 1,41;	KF = 0,18 + 0,82 KН0 = = 0,18 + 0,821,1 = 1,3082;
KF = KН0 = 1,45 1,4 .	KF = KН0 = 1,45 1,4 .

Коэффициенты расчетной нагрузки для передачи

Цилиндрической быстроходной	Цилиндрической тихоходной
KH = 11,021,371,33 = 1,859;	KH = 11,0051,0731,33 = 1,434;
KF = 11,0141,411,45 = 2,07;	KF = 11,0611,0821,45 = 1,66.

2.4 Расчётное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПа

Для быстроходной ступени

2.4.1 Коэффициенты Z в формуле [3, c.5] :

Н = ZEZHZ FtKH (u +1) / (bWd1u) НР (2.2)

а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)

ZE = 190 МПа1/2 ;

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

ZH = (2 cosb / tgtW)1/2 / cost ,

где t = arctg (tg200 / cos) = arctg (tg200 / cos 21,860) = 21,416 - делительный угол профиля в торцовом сечении ; при х1 + х2 = 0 угол зацепления tW = t ;

b = arcsin (sincos200) = arcsin (sin21,860cos200) = 20,4760- основной угол наклона зубьев;

ZH = (2 cos20,4760 / tg21,416)1/2 / cos21,4160 = 2,348;

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Z = (1 / )1/ 2,

где [1,88 - 3,2 (1/ z1 + 1/ z2)]cos - коэффициент торцового перекрытия при х1 + х2 = 0; = [1,88 - 3,2 (1/ 15 + 1/ 84)] 0,928 = 1,511;

Z = (1 / 1,511)1/ 2 = 0,813.

Произведение коэффициентов Z = ZEZHZ = 1902,3480,813= 362,70

2.4.2 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)

Н = 362,7 791,31,859 (5,6 + 1) / (21624,245,6) = 542,2 МПа,

что меньше НР = 637,8 МПа - условие прочности выполняется.

Для тихоходной ступени

2.4.3 Коэффициенты Z в формуле

Н = ZEZHZ FtKH (u +1) / (bWd1u) НР

а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)

ZE = 190 МПа1/2 ;

б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев

ZH = (2 cosb / tgtW)1/2 / cost ,

где t = arctg (tg200 / cos) = arctg (tg200 / cos 11,4780) = 20,3740 - делительный угол профиля в торцовом сечении; при х1 + х2 = 0 угол зацепления tW = t ;

b = arcsin (sincos200) = arcsin (sin11,4780cos200) = 10,7780- основной угол наклона зубьев;

ZH = (2 cos10,7780 / tg20,3480)1/2 / cos20,3480 = 2,455;

в) Коэффициент суммарной длины контактных линий

Z = (1 / )1/ 2,

где [1,88 - 3,2 (1/ z1 + 1/ z2)]cos - коэффициент торцового перекрытия при х1 + х2 = 0;

= [1,88 - 3,2 (1/ 18 + 1/ 80)] 0,98 = 1,629;

Z = (1 / 1,629)1/ 2 = 0,784.

Произведение коэффициентов

Z = ZEZHZ = 1902,4550,784 = 365,69

2.4.4 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)

Н = 365,69 2836,31,434 (4,5 + 1) / (4036,734,5) = 672,7МПа, что меньше НР = 730,7 МПа - условие прочности выполняется.

2.4.5 Максимальные напряжения при кратковременной перегрузке

H max = H (Tmax /T)1/ 2 HPmax,

где Tmax /T =2,2 - по характеристике двигателя (таблица 1.2).

Для быстроходной ступени

H max = 542,2(2,2) 1 / 2 = 804,2 МПа 2090 МПа;

для тихоходной ступени

H max = 672,7(2,2) 1 / 2 = 997,8 МПа 2090 МПа.

2.2.5 Напряжения изгиба F и Fmax

Для быстроходной ступени

Цилиндрическая передача [3, c.7] :

F = FtKFYFSYY / (bwmn) FP, (2.3)

где YFS - по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3

YFS = 3,47 + 13,2 / zv- коэффициент формы зуба (2.4)

zv1 = z / cos3 = 15 / cos321,86= 18,76;

zv2 = z / cos3 = 84 / cos321,86= 105.

при x = 0; YFS1 = 4,16; YFS2 = 3,6;

Y=1- 0 / 120 0,7 - коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где = bwsin / m = 1,26 - коэффициент осевого перекрытия;

Y = 1 - 1,2621,856 / 120 = 0,77 0,7;

Y = 1/ = 1 / 1,511 = 0,662 - коэффициент перекрытия зубьев.

По формуле (2.6) F= 791,32,074,170,770,663 / (161,5) = 145,1 МПа, что меньше FP=220 МПа - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

Для тихоходной ступени

Цилиндрическая передача [3, c.7] :

F = FtKFYFSYY / (bwmn) FP,

где YFS - по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3

zv1 = z / cos3 = 18 / cos311,478= 19,13;

zv2 = z / cos3 = 80 / cos311,478= 85.

при x = 0; YFS1 = 4,16; YFS2 = 3,62;

Y=1- 0 / 120 0,7 - коэффициент наклона зубьев [3,c.8]

где = bwsin / m = 1,27 - коэффициент осевого перекрытия;

Y = 1 - 1,2711,478/ 120 = 0,88 0,7;

Y = 1/ = 1 / 1,629 = 0,614 - коэффициент перекрытия зубьев..

По формуле (2.6) F1= 2836,31,664,160,880,614 / (402) = 132,3 МПа, что меньше FP=220 МПа - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.

Максимальные изгибные напряжения при кратковременной перегрузке [3,c. 8]:

Fmax = F (Tmax/ T) FPmax,

где для быстроходной ступени Fmax= 145,12,2 = 319,2 МПа 1810МПа;

для тихоходной ступени Fmax= 132,32,2 = 291,1 МПа 1810 МПа.

Условие прочности выполняется.

Анализ результатов расчёта.

ДН =100%(НР -Н )/ НР

Для быстроходной ступени ДН =100%(637,8 -542,2 )/ 637,8=14,9% <20%. Для тихоходной ступени: ДН =100%(730,7 -672,7 )/ 730,7=7,9% <20%

Следовательно параметры передачи считаем окончательными.

2.3 Конструкция зубчатых колес

Зубья шестерен обеих ступеней нарезаны на входном и промежуточном валах

Конструкции колес показаны на рисунке 2.1, размеры их даны в таблице 2.2 [7, c.62] или [9, c.44]

Производство крупносерийное, da2 и da2 500 мм, заготовки колес получают ковкой в штампах. Применяют двусторонние штампы.

Рисунок 2.1 Конструкция зубчатого колес

Таблица 2.2 Размеры колес в соответствии с рисунком 2.1

Наименование размера	Рекомендации	Размер колеса, мм
		б.ст.	т.ст
1 Диаметр вершин da2	расчет	138,82	167,26
2 Ширина венца b2	расчет	16	40
3 Диаметр вала d	расчет	28	48
4 Диаметр ступицы dСТ	(1,5...1,55) d	43	74
5 Длина ступицы lСТ	(1,0...1,2) d	23	40
6 Толщина обода S	2,5m + 0,05 b2	5	13
7 Толщина диска C	0,5S + 0,25(dст-d) 0,25 b2	7	16
8 Фаска f	(0,5...0,6)mn	1	1,6
9 Радиус R	R 6	6	6

2.4 Конструктивные элементы редуктора

Выпуск масштабный, способ получения заготовок корпуса и крышки редуктора - литье. Материал - сталь ст3 ГОСТ 380-94.

В таблице 2.3 приведены размеры основных элементов редуктора, которые использованы на чертежах, по рекомендациям [7]

Таблица 2.3 Размеры элементов редуктора

Наименование размера	Обозначение	Рекомендации источников	Величина, мм	Приме-чание
Толщина стенки
- литого корпуса		1,2(TT)0,25 6	6	[12, c.355]
- литой крышки	1	0,9 6	6
2 Толщины :
- фланца корпуса	S	1,5	6
- фланца крышки	S1	1,5	5
- опорных лап	S3	2,35	9
- ребер жесткости	S4	(0,9...1)	6
3 Зазоры: между колесами и стенкой	L'	L aWБ + aWТ +0,5da2Т + + 0,5da2Б	278	[12, c.355]
- по диаметрам	а	L1/3 + 3	10	[12, c.355]
- по торцам	а		10	[12, c.355]
- между z2T и дном	в0	3 а	30	[12, c.355]
4 Выступы валов за пределы корпуса	l	(0,6...0,8) а	6…8	[12, c.355]
5 Диаметры винтов крепления:
- крышки редуктора к корпусу	d1	1,25 TT1/3 10	10	[12, c.355]
- корпуса	d2	1,5 d1	15	[12, c.355]
- число винтов d2	z	при awT 315 мм	4	awT = 100
6 Диаметр штифтов	dШ	(0,7...0,8) d1	7	[12, c.355]
7 Ширина : - фланца корпуса и
бобышек подшипников	К1	2,7 d1	27	[12, c.355]
- опрной лапы	К2	К1+1,5	36
8 Минимальное расстояние между необработанной и обработанной поверхностями литой детали	C	0,5	3	[12, c.355]
9 Минимальный диаметр прилива корпуса вокруг ПК	D1 ...

Подобные документы

• Расчёт ленточного конвейера: основные особенности

  Ленточные конвейеры: особенности работы, основные составляющие элементы, сущность проектировочного и тягового расчета. Характеристика асинхронного электродвигателя общепромышленного исполнения серии 4А. Анализ работы привода ленточного конвейера.
  
  курсовая работа [1,2 M], добавлен 06.03.2012
  

• Проектирование привода скребкового конвейера

  Энергетический и кинематический расчёты привода скребкового конвейера. Параметры открытой и закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Расчёт и конструирование валов редуктора. Подбор подшипников для них. Особенности выбора муфты, смазочного материала.
  
  курсовая работа [414,8 K], добавлен 28.03.2014
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Кинематический и энергетический расчет привода цепного конвейера. Расчет редуктора. Проектный расчет валов, расчет на усталостную и статическую прочность. Выбор подшипников качения. Расчет открытой зубчатой передачи. Шпоночные соединения. Выбор муфт.
  
  курсовая работа [146,3 K], добавлен 01.09.2010
  

• Проектирование привода конвейера

  Проектирование и расчет электродвигателя. Энергетический и кинематический расчеты, определение максимального расчетного момента на ведущем шкиве. Особенности выбора электродвигателя серии 4А асинхронного с короткозамкнутым ротором, описание характеристик.
  
  курсовая работа [547,5 K], добавлен 06.03.2010
  

• Техническая характеристика привода цепного конвейера

  Кинематический расчет привода. Определение параметров двигателя по валам. Расчет зубчатых передач по тихоходной ступени. Проектный расчет валов и подшипников. Расстояние между деталями передач. Расчет на статическую прочность, на сопротивление усталости.
  
  дипломная работа [124,1 K], добавлен 17.09.2011
  

• Привод скребкового конвейера

  Энергетический и кинематический расчет привода. Определение частот вращения и крутящих моментов на валах. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач. Подбор подшипников для валов привода. Смазка редуктора и узлов привода.
  
  курсовая работа [987,3 K], добавлен 23.10.2011
  

• Ленточные конвейеры. Контактный электровоз К14. Станция управления СУВ-350. Датчики контроля и управления

  Организационно-технологические условия труда шахты "Должанская-Капитальная", механизация работ на участке; ленточные конвейеры. Составные части электровоза К-14, управление движения. Регламент ТО, устранение возможных неисправностей и отказов электровоза.
  
  дипломная работа [4,5 M], добавлен 09.08.2012
  

• Привод цепного конвейера

  Кинематический и силовой расчет привода. Мощность на валу исполнительного механизма. Вычисление передаточного отношения привода и разбивка его между цепной передачей и редуктором. Предохранительная фрикционная муфта. Компоновка вала приводных звездочек.
  
  курсовая работа [714,9 K], добавлен 04.04.2015
  

• Пластинчатый конвейер

  Горнотранспортные машины: понятие и внутреннее устройство, функциональные особенности сферы практического применения. Описание пластинчатого конвейера, расчет его основных параметров. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты привода.
  
  курсовая работа [1,0 M], добавлен 21.08.2013
  

• Проектирование привода конвейера

  Расчёты конического одноступенчатого горизонтального редуктора и открытой клиноременной передачи. Подбор необходимого материала деталей, отвечающего требованиям надёжности и долговечности привода конвейера. Кинематический и силовой расчёт привода.
  
  курсовая работа [754,7 K], добавлен 06.02.2014
  

• Подвесной транспортер (конвейер)

  Применение конвейеров (транспортеров) на предприятиях отраслей промышленности. Виды конвейеров (ленточные, подвесные, пластинчатые, роликовые). Назначение подвесного конвейера, особенности их расположения. Преимущества подвесного толкающего конвейера.
  
  презентация [2,5 M], добавлен 02.03.2016
  

• Применение подъемно-транспортных машин для комплексной механизации производства

  Общие сведения о грузоподъемных и транспортирующих машинах, их классификация. Подъемные механизмы и домкраты, подъемники и грузоподъемные краны, манипуляторы, грузозахватные устройства, механизмы подъема и передвижения, ленточные и цепные конвейеры.
  
  диссертация [3,5 M], добавлен 19.09.2010
  

• Энергетический и кинематический расчеты редуктора привода транспортера

  Определение расчетной мощности электродвигателя, передаточного числа привода. Расчет мощностей, передаваемых валами привода, и крутящих моментов. Проектный расчет тихоходной и конической зубчатых передач, подшипников вала по статической грузоподъемности.
  
  курсовая работа [190,2 K], добавлен 08.09.2010
  

• Кинематический расчет привода ленточного конвейера и расчет червячной передачи

  Кинематическая схема привода ленточного конвейера. Кинематический расчет электродвигателя. Определение требуемуй мощности электродвигателя, результатов кинематических расчетов на валах, угловой скорости вала двигателя. Расчет зубчатых колес редуктора.
  
  курсовая работа [100,3 K], добавлен 26.01.2010
  

• Привод ленточного конвейера

  Энергетический и кинематический расчеты привода. Расчет редуктора. Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач. Расчет геометрии передачи тихоходной ступени. Проверочный расчет тихоходного вала. Смазка редуктора. Выбор муфт.
  
  курсовая работа [64,4 K], добавлен 01.09.2010
  

• Проект привода ленточного конвейера

  Краткое описание работы привода, преимущества и недостатки используемых в нем передач и соединительных муфт. Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчеты. Обоснование выбора подшипников, расчет элементов корпуса и крышек подшипниковых узлов.
  
  курсовая работа [908,2 K], добавлен 16.05.2019
  

• Транспортирующие и погрузочно-разгрузочные машины

  Характеристика и принцип действия погрузочно-разгрузочных машин. Ленточные и пластинчатые конвейеры, эскалаторы. Ковшовые подъемники непрерывного действия. Винтовые и вибрационные конвейеры. Установки для пневматического транспортирования материалов.
  
  реферат [3,2 M], добавлен 17.01.2017
  

• Проектирование привода цепного конвейера

  Цепной транспортер: краткое описание, принцип работы и его назначение. Кинематический расчет привода. Расчет зубчатых передач и подшипников. Проверочный расчет валов на прочность. Выбор смазки редуктора. Подбор муфты и порядок сборки привода конвейера.
  
  дипломная работа [4,8 M], добавлен 09.07.2016
  

• Проектирование привода скребкового конвейера

  Описание работы привода скребкового конвейера. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода. Расчет открытых цепной и цилиндрической передач. Параметры зубчатых колес. Анализ усилий в зацеплении. Расчет редукторов. Ориентировочный расчет валов.
  
  курсовая работа [1,8 M], добавлен 21.12.2012
  

• Проектирование приводной станции к кормораздатчику

  Энергетический и кинематический расчеты привода кормораздатчика. Определение клиноременной и зубчатой цилиндрической передач редуктора. Проверка долговечности подшипников по динамической грузоподъемности. Назначение посадок основных деталей редуктора.
  
  курсовая работа [1,6 M], добавлен 15.09.2010
  

• главная
• рубрики
• по алфавиту
• вернуться в начало страницы
• вернуться к началу текста
• вернуться к подобным работам