Привод ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru//

1

Задание: Спроектировать редуктор привода ленточного транспортера для перемещения багажа в аэропорту.

Вариант №14
Исходные данные
Параметры	Fл		DБ		Lh
Размерности	кН	м/с	м	-	час
Значения	2,5	1,8	0,23	3	10

Fл - тяговая сила ленты

- скорость ленты

DБ - диаметр барабана

- передаточное число редуктора

Lh - ресурс редуктора

Схема привода

1. Электродвигатель	2. Ременная передача
3. Соединительная муфта	4. Зубчатый редуктор
5. Барабан	6. Лента транспортера

1. Кинематический расчет привода

Находим мощность на валу барабана

PБ = Fл · (кН·м/с = кВт)= 2,5·1,8=4,5 кВт.

Определяем угловую скорость на валу барабана

=

Устанавливаем общий КПД привода

=

(КПД зубчатой передачи редуктора)

(КПД ременной передачи)

(КПД пары подшипников)

Определяем требуемую мощность электродвигателя

(кВт)=

Определяем угловую скорость на ведущем валу редуктора

(рад/с)=3·15,65=46,95(рад/с)

Выбираем подходящий тип электродвигателя асинхронного серии 4А

(ГОСТ 19523 - 81)

Мощность двигателя Рд(кВт)	0,55; 3,0; 0,75; 4,0; 1,1; 5,5; 2,2; 7,5
Угловая скорость (рад/с)	300	150	100	75

Выбранный электродвигатель имеет параметры:

РД =5,5 (кВт), =100 (рад/с)

Вычисляем передаточное отношение ременной передачи:

= =

Определяем мощности на валах редуктора:

а) Ведущий вал: (кВт) =(кВт)

б) Ведомый вал: (кВт) =(кВт)

Определяем вращающие моменты на валах:

а) Ведущий вал: (кН·м)= (кН·м)

б) Ведомый вал: (кН·м)= (кН·м)

Составляем таблицу параметров зубчатого редуктора:

Параметры	Р		Т
Размерности	кВт	Рад/с	(кн·м)	-
Ведущий вал - 1	4,685	46,95	0,1	3
Ведомый вал - 2	4,591	15,65	0,2934

Механические характеристики сталей

Марка стали	Термообработка	Твердость
35	Н	163…192 НВ	550	270	235
40	У	192…228 НВ	700	400	300
40Л	Н	163…207 НВ	520	295	225
45	Н	179…207 НВ	780	540	335
45	У	235…262 НВ	890	650	380
45Л	У	207…235 НВ	680	440	285
40Х	У	235…262 НВ	790	640	375
40Х	У+ТВЧ	269…302 НВ	900	750	410
40ХН	У	235…262 НВ	800	630	380
40ХН	У+ТВЧ	269…302 НВ	920	750	420
35ХМ	У	269…302 НВ	920	750	420
30ХГС	Н	215…264 НВ	800	760	460
40ХНМА	У	269…302 НВ	980	786	430
20Х	У	300…400 НВ	1000	800	460
18ХНВА	Ц	331…388 НВ	1150	850	490

(МПа) - временное сопротивление (предел прочности)

(МПа) - предел текучести материала

(МПа) - предел выносливости материала

Н - нормализация

У - улучшение

Ц - цементация

ТВЧ - закалка токами высокой частоты

2. Расчет зубчатых колес редуктора

Материалы для шестерни и зубчатого колеса выбираем по таблице «Механические характеристики сталей»

При этом твердость поверхности НВ1 для материала шестерни устанавливаем на 20ч25 единиц выше твердости поверхности НВ2.

Выписываем также значения других характеристик , , .

Устанавливаем значения допускаемых напряжений:

Марка стали	Термообработка	Твердость
40Х	У	235…262 НВ	790	640	375
40Х	У+ТВЧ	269…302 НВ	900	750	410

а) Допускаемое напряжение по изгибу:

[]F2 = 1,03·НВ2 (МПа)= 1,03·248,5=256(МПа)

[]F1 = 1,03·НВ1 (МПа)= 1,03·285,5=294,1(МПа)

б) Допускаемое напряжение по контактной прочности:

[]Н2 = 1,8·НВ2+67 (МПа)= 1,8·248,5+67=514,3(МПа)

[]Н1 = 1,8·НВ1+67 (МПа)= 1,8·285,5+67=580,9(МПа)

Определяем межосевое расстояние аW (мм)

(мм)

u - передаточное число зубчатой передачи

Т2 (н·мм) - вращающий момент на ведомом валу

КНВ = (1,05ч1,15) - коэффициент неравномерности нагрузки

Ша=(0,4ч0,5) - коэффициент ширины колеса

[]Н2 (МПа) - допускаемое контактное напряжение для материала колеса

Принимаем ближайшее большее значение межосевого расстояния из стандартного ряда:

аW(40, 50, 60, 63, 77, 80, 112, 125, 140, 160, 180, 200…) мм.

аW = 140 (мм)

Находим основные размеры колеса и шестерни:

а) Делительный диаметр:

(мм) =(мм)

(мм) =(мм)

б) Ширина венца:

(мм) = (мм)

В1=В2+ (2…4) (мм) = 56+4 = 60 (мм)

Выбираем модуль зацепления, исходя из соотношения:

m=(0,01ч0,02)·аW=(0,01ч0,02)·140=1,4ч2,8(мм)

Уточняем модуль по стандартному ряду:

m(1; 1,25; 2; 2,5; 3; 4; 6; 8; 10; 12; 16;20)мм.

При этом необходимо учитывать, что уменьшение модуля зацепления ведет к увеличению числа зубьев, улучшению плавности зацепления, уменьшению шума при работе передачи.

Находим числа зубьев:

а) Суммарное: =

б) Шестерни: =

в) Колеса: =

Уточняем передаточное число

=

Определяем фактические параметры передачи:

а) Высота зуба:

h=hf + ha= 1,25m + m = 2,25m (мм)= 2,25·2,0=4,5 (мм)

б) Диаметры выступов:

da1=d1+2m (мм)= 70+2·2,0= 74(мм)

da2=d2+2m (мм)= 210+2·2,0= 214(мм)

в) Диаметры впадин:

df1=d1 - 2,5m (мм)= 70-2,5·2,0= 65(мм)

df2=d2 - 2,5m (мм)= 210-2,5·2,0= 205(мм)

Устанавливаем требуемую степень точности изготовления зубчатого колеса по окружной скорости: (м/с)= (м/с)

Выбираем ближайшее значение степени точности по таблице:

(м/с)	15	10	5	<5
Степень точности	6	7	8	9

Находим действующие в зацеплении силы

а) Окружная сила:

Ft1= (н) =(H)

Ft2= (н) =(H)

б) Радиальная сила:

Fr1=0,336 Ft1 (н) =0,336 ·2857=960(H)

Fr2=0,336 Ft2 (н) =0,336 ·2794=939(H)

Проверяем условие прочности на изгиб:

а) Колесо:

б) Шестерня:

(МПа) - действующие напряжения изгиба

(МПа) - допускаемые напряжения на изгиб

Ft1, Ft2 (н) - окружные силы

В1, В2 (мм) - ширины венцов

m (мм) - модуль зацепления

КFн = (1,3ч1,5) - коэффициент динамической нагрузки

YF = (3,6ч4,0) - коэффициент формы зуба, зависящий от числа зубьев.

Проверяем условие контактной прочности для материала колеса:

;

(МПа) - действующие контактные напряжения

(МПа) - допускаемые контактные напряжения

Ft2 (н) - окружная сила в зацеплении

u - передаточное число передачи

В2 (мм) - ширина венца колеса

КHн = (1,3ч1,5) - коэффициент динамической нагрузки

Рассчитываем коэффициент недогрузки

а) коэффициент недогрузки

Допускается недогрузка на 10%, перегрузка - на 5 %. В противном случае необходимо изменять ширину венца В2, значения коэффициентов или выбрать другой материал с требуемыми характеристиками.

3. Предварительный расчет валов

Рассчитываем диаметры выходных концов валов по формуле:

(мм) =

(мм) =

Т1(н·мм) - вращающий момент на ведущем валу

Т2(н·мм) - вращающий момент на ведомом валу

(МПа) - допускаемое напряжение на кручение

Для материала Сталь 40Х: =25 МПа

Найденные значения диаметров округляются до ближайших из стандартного ряда:

d(10, 11, 12, …, 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 44, 46, 48, 50, 52, 55, 60, 63,…) мм

Конструируем валы ступенчатой формы. Относительно диаметров выходных концов увеличиваем диаметры ступеней под подшипники dП на (1ч4) мм до значений, кратных цифре 5.

Шестерню выполняем заодно с ведущим валом. Диаметр рабочей ступени под колесо dК ведомого вала увеличиваем на несколько мм, выбирая ближайшее значение из стандартного ряда. Конструируем буртик для упора зубчатого колеса (произвольно).

Выполняем эскизы конструируемых валов с простановкой диаметральных размеров.

а) Вал ведущий

б) Вал ведомый

4. Конструирование шестерни, колеса и корпуса редуктора

1) Шестерню выполняем заодно с ведущим валом с диаметром делительной окружности d2(мм) и шириной венца в1(мм) согласно предыдущего раздела.

2) Конструируем колесо на основании выполненного ранее расчета зубчатой передачи.

3) Конструкцию корпуса и крышки редуктора разрабатываем самостоятельно и устанавливаем габаритные размеры.

Пример конструкции редуктора

5. Компоновка редуктора

Компоновка устанавливает относительное размещение элементов конструкции на виде сверху без крышки редуктора. Обычно она выполняется на миллиметровой бумаге в масштабе М1:1.

На компоновке указываются основные геометрические размеры конструкции: межосевое расстояние aw(мм), делительные диаметры шестерни и колеса d1, d2(мм), ширина шестерни в1(мм), ширина колеса в2(мм), длины участков валов (мм), диаметры выходных концов валов. Зазоры между шестерней, колесом и стенками корпуса выбирают в пределах значений у=(8ч10)мм. Ширина фланца с отверстиями для крепления крышки обычно равна ширине выбранных подшипников. Посадочные диаметры подшипников были установлены в предварительном расчете валов.

Остальные параметры подшипников для валов редуктора следует взять из прилагаемой таблицы.

D(мм) - наружный диаметр подшипника

d(мм) - внутренний диаметр подшипника

В(мм) - ширина подшипника

Cr(кН) - грузоподъемность подшипника

Выбираем подшипники:

а) Ведущий вал: N

б) Ведомый вал: N

Подшипники шариковые радиальные однорядные (ГОСТ 8338 - 75)

Особо легкая серия	Легкая серия	Средняя серия
N	d	D	B	Cr	N	d	D	B	Cr	N	d	D	B	Cr
104	20	42	12	9,4	204	20	47	14	12,7	304	20	52	15	15,9
105	25	47	12	11,2	205	25	52	15	14,0	305	25	62	17	22,5
106	30	55	13	13,3	206	30	62	16	19,5	306	30	72	19	29,1
107	35	62	14	15,9	207	35	72	17	25,5	307	35	80	21	33,2
108	40	68	15	16,8	208	40	80	18	32,0	308	40	90	23	41,0
109	45	75	16	21,2	209	45	85	19	33,2	309	45	100	25	52,7
110	50	80	16	21,6	210	50	90	20	35,1	310	50	100	27	61,8
111	55	90	18	28,1	211	55	100	21	43,8	311	55	120	29	71,5
112	60	95	18	29,6	212	60	110	22	52,0	312	60	130	31	81,9
113	65	100	18	30,7	213	65	120	23	56,0	313	65	140	33	92,3
114	70	110	20	37,7	214	70	125	24	61,8	314	70	150	35	104
115	75	115	20	39,7	215	75	130	25	41,0	315	75	160	37	112

6. Расчет подшипников на долговечность

Выбранные подшипники рассчитываются на долговечность по условию грузоподъемности на основе реакций в опорах.

Для этого составляем расчетные схемы валов, определяем реакции опор, строим эпюры крутящих моментов, изгибающих моментов в вертикальной и горизонтальной плоскостях.

Ведущий вал:

Т1=100 (Н·м); =960 (Н); =2857 (Н); =70 (м);

а) Находим реакции опор из условий равновесия:

= =

=2857-1428,5=1428,5H =960-480=480H

1428,5(н); 1428,5 (н); 480(н); 480 (н);

б) Строим эпюры крутящих моментов по участкам:

(К - А)=Т1=100 (Н·м)

(А - С)=Т1=100 (Н·м)

(С - В)= ;

d1(м) - диаметр делительной окружности шестерни.

в) Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

=0; =0;

(Н·м)

;

г) Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

=0; =0;

(Н·м)

;

д) Устанавливаем опасную точку на ведущем валу - т.С.

Выписываем значения крутящего и изгибающих моментов для данного сечения вала.

=100 (Н·м); =100(Н·м); =33,6 (Н·м);

Ведомый вал

293,4 (Н·м); 939 (н); 2794 (н); 68 (м);

а) Находим реакции опор из условий равновесия:

1397 (н); 469,5 (н); 1397 (н); 469,5 (н);

б) Строим эпюры крутящих моментов:

(К - В)=Т2=293,4 (Н·м)

(В - С)=Т2=293,4 (Н·м)

(С - А)= ;

d2(м) - диаметр делительной окружности колеса.

в) Строим эпюры изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

=0; =0;

(Н·м)

;

г) Строим эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

=0; =0;

(Н·м)

;

д) Устанавливаем опасную точку на ведомом валу - т.С

=293,4 (Н·м); =95 (Н·м); =31,9(Н·м);

Проверяем пригодность выбранных подшипников по условию грузоподъемности:

(кн) - расчетная грузоподъемность

(кн) - табличная грузоподъемность

(н) - реакции опор

(рад/с) - угловая скорость

(тыс.час) - срок службы, ресурс

=(1,3…1,8) - коэффициент безопасности

=(1,0ч1,1) - температурный коэффициент

При невыполнении условия грузоподъемности переходят на подшипники другой серии.

Быстроходный вал:

.

Подшипник 308 подходит.

Тихоходный вал:

.

Подшипник 210 подходит.

7. Расчет шпоночных соединений

Призматические шпонки под зубчатым колесом и для выходных концов валов подбираем согласно диаметра соответствующего вала по ГОСТ 23360 - 78.

Размеры призматических шпонок

по ГОСТ 23360 - 78, мм

Диаметр вала d	Размеры сечений шпонок	Глубина паза
	b	h	вала t1	втулки t2
Св. 17 до 22	6	6	3,5	2,8
Св. 22 до 30	8	7	4	3,3
Св.30 до 38 Св.38 до 44	10 12	8 8	5 5	3,3 3,3
Св.44 до 50 Св.50 до 58	14 16	9 10	5,5 6	3,8 4,3

Выбранные шпонки проверяются по условиям прочности на срез и смятие по допускаемым напряжениям:

(МПа); (МПа);

Усилие, действующее на шпонку, определяем по формуле (н),

где Т(н·мм) - крутящий момент на валу; d (мм) - диаметр вала;

F1=7143(H) F2=14670 (H)F3=10479(H)

Условие прочности шпонки на срез:

Условие прочности шпонки на смятие:

При невыполнении условий прочности можно варьировать длиной шпонки.

8. Проверочный расчет валов

На основании предварительного расчета валов уточняем их геометрические размеры (длины участков, диаметры ступеней).

Выбираем допускаемые напряжения для материала валов.

=(150ч200)МПа - допускаемое напряжение на изгиб

=(25ч35)МПа - допускаемое напряжение на кручение

Устанавливаем: = =

Производим проверку прочности валов на изгиб и кручение в опасных сечениях:

1) Условие прочности на изгиб:

(МПа) - действующие напряжения изгиба

(МПа) - допускаемые напряжения изгиба

d(мм) - диаметр вала в опасном сечении

(н·мм) - изгибающий момент на валу в опасном сечении в

вертикальной плоскости

( н·мм) - изгибающий момент на валу в опасном сечении в

горизонтальной плоскости

а) Ведущий вал:

б) Ведомый вал:

2) Условие прочности на кручение:

(МПа) - действующие напряжения кручения

(МПа) - допускаемые напряжения кручения

( н·мм) - крутящий момент на валу в опасном сечении

d(мм) - диаметр вала в опасном сечении

а) Ведущий вал:

б) Ведомый вал:

При невыполнении условий прочности необходимо выбрать материал с более высокими механическими характеристиками. В итоге делается вывод о выполнении условий прочности для ведущего и ведомого валов.

Вывод: Условия прочности выполняются.

9. Подбор соединительных муфт

Для соединения выходных концов валов редуктора с другими валами используем наиболее распространенную в технике упругую втулочно-пальцевую муфту МУВП (ГОСТ 21424 - 75), которая позволяет компенсировать перекосы валов, гасить вибрацию, предохранять конструкцию от разрушения.

Муфты подбираются по ближайшему значению вращающего момента Т(н·м) согласно таблицы.

Муфта упругая втулочно - пальцевая

Т(н·м)	d(мм)	D(мм)	L(мм)
16	16	75	63
31,5	18	90	84
63	22	100	104
125	30	130	125
250	40	140	165
500	45	170	225

Проверяем прочность пальцев муфты на срез по условию:

Допускаемые напряжения материала на срез =30 МПа

F(н) - действующая сила; (н)

Т(н·мм) - вращающий момент на валу

D0 (мм) - диаметр окружности центров отверстий под пальцы

Принять D0=0,8D, где D (мм) - диаметр муфты

z=6 (количество пальцев муфты)

Аср(мм2) - площадь среза пальца

; dп(мм) - диаметр пальца

Принять dп=6 мм;

Муфта на входном валу редуктора.

Муфта на выходном валу редуктора.

Проверяем прочность пальцев муфты на смятие по условию:

F(н) - действующая сила; (н);

Асм(мм2) - площадь смятия пальца

(мм2), где - длина площади смятия пальца.

Принять =0,2 L, где L(мм) - длина муфты

Муфта на входном валу редуктора.

Муфта на выходном валу редуктора.

При несовпадении посадочного диаметра муфты d и диаметра выходного конца вала dвых производят расточку посадочного диаметра, либо устанавливают дополнительную втулку.

10. Сборка редуктора, оценка технического уровня

Сборка редуктора производится в соответствии со сборочным чертежом. Предварительно внутренние полости корпуса и крышки покрывают маслостойкой краской. Далее собирают узлы ведущего и ведомого валов. На ведущий вал насаживают шарикоподшипники, нагретые в масле до температуры t = 80ч100є С. В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в буртик. Для обеспечения надежной фиксации колеса надевают распорную втулку, а затем нагретые в масле шарикоподшипники.

Собранные валы укладывают в корпус и надевают крышку. Для правильной установки крышки редуктора используют два конических штифта. Далее затягивают болты (винты), крепящие крышку к корпусу.

В подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают крышки подшипников с уплотнениями.

В корпусе ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой.

Для смазки зубчатого зацепления «методом разбрызгивания» используют индустриальное минеральное масло марки «И - 20А» (ГОСТ 20799 - 78) или ему подобное. Масло заливается через смотровой лючок на крышке редуктора до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 0,25 дм3 на 1 кВт предполагаемой мощности. Уровень смазки контролируется с помощью маслоизмерительного стержня или «контрольного окна».

Технический уровень редуктора определяется отношением его массы к вращающему моменту на выходном валу.

Массу редуктора определяют по формуле

m = 0,5 · с · V (кг)

с = 7300 (кг/м3) - удельная плотность металла

V = B · H · L (м3) - объем редуктора

B, H, L (м) - габариты редуктора

= 0,1ч0,2 (технический уровень средний)

> 0,2 (технический уровень ниже среднего)

< 0,1 (технический уровень высокий)

Уровень спроектированного редуктора - средний.

Работоспособность собранного редуктора проверяют на испытательном стенде.

Исходные данные

481 гр.		482 гр.
N							N
1	2,4	1,9	0,24	10	2		1	3,2	1,4	0,21	12	2,5
2	2,8	1,5	0,22	11	2,5		2	3,1	1,5	0,24	11	3
3	2,5	1,6	0,23	12	3		3	2,6	1,9	0,23	13	2
4	2,7	1,4	0,25	13	2		4	2,4	1,8	0,22	10	2,5
5	2,6	1,7	0,26	10	2,5		5	2,8	1,7	0,25	11	3
6	2,9	1,8	0,22	11	3		6	2,9	1,6	0,26	12	2
7	3,1	1,9	0,23	12	2		7	3,1	1,9	0,21	13	2,5
8	3,2	1,5	0,25	13	2,5		8	3,3	1,8	0,25	10	3
9	2,4	1,6	0,24	10	3		9	3,2	1,7	0,23	11	2
10	2,8	1,4	0,22	11	2		10	2,5	1,6	0,24	12	2,5
11	2,5	1,7	0,26	10	2,5		11	2,7	1,5	0,21	13	3
12	2,7	1,8	0,23	12	3		12	2,9	1,4	0,22	12	2
13	2,6	1,4	0,24	13	2		13	2,8	1,6	0,25	13	2,5
14	2,9	1,5	0,22	11	2,5		14	2,5	1,8	0,23	10	3
15	2,8	1,6	0,24	12	3		15	2,6	1,7	0,25	11	2,5
16	2,4	1,7	0,23	13	2,5		16	2,7	1,5	0,24	12	3
17	2,5	1,5	0,25	11	2		17	2,8	1,6	0,21	13	2
18	2,6	1,6	0,26	12	2,5		18	2,9	1,8	0,22	10	2,5
19	2,3	1,8	0,23	13	3		19	3,1	1,4	0,23	11	3
20	2,4	1,9	0,22	11	2,5		20	2,5	1,5	0,24	12	2
21	2,7	1,5	0,27	10	3		21	2,6	1,6	0,25	13	2,5
22	3,1	1,4	0,28	11	2		22	2,7	1,4	0,21	11	3
23	3,2	1,6	0,24	12	2,5		23	2,8	1,8	0,22	12	2
24	2,4	1,8	0,25	13	3		24	3,1	1,9	0,23	13	2,5
25	2,6	1,9	0,26	10	2,5		25	3,2	1,5	0,24	11	3
26	2,8	1,5	0,22	11	3		26	3,3	1,6	0,25	12	2
27	2,9	1,4	0,23	12	2		27	2,5	1,7	0,21	13	2,5
28	3,1	1,6	0,24	13	2,5		28	2,6	1,8	0,22	11	3
29	2,6	1,7	0,26	12	3		29	2,7	1,9	0,23	12	2
30	2,7	1,8	0,25	11	2		30	2,8	1,5	0,24	13	2,5

(кН) - тяговая сила ленты транспортера

(м/с) - скорость ленты транспортера

(м) - диаметр барабана транспортера

(тыс.час) - срок службы редуктора (ресурс)

- передаточное число редуктора

Список используемой литературы

привод транспортер редуктор

Аркуша А.И. Руководство к решению задач по технической механике, М., 2006г.

Аркуша А.И. Техническая механика. М., 2006г

Дунаев П.Ф. Курсовое проектирование по технической механике. М., 2004г.

Ицкович Г.М. Руководство к решению задач по сопротивлению материалов. М., 2004г.

Размещено на Allbest.ru

...