Розрахунок привода стрічкового конвеєра

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

ПОЯСНЮВАЛЬНА ЗАПИСКА

до курсового проекту

Розрахунок привода стрічкового конвеєра

1. Опис й аналіз схеми приводу стрічкового конвеєра

Рис. 1 Стрічковий конвеєр

Стрічка конвеєра 6 приводиться від барабану 5 за рахунок сил тертя. Обертання барабану здійснюється електродвигуном 1 через зубчатий редуктор 2, який зменшує кутову швидкість електродвигуна, але збільшує обертальний момент на вихідному валу. Вали барабану обертаються у підшипниках 4. З'єднання валів двигуна і редуктора, редуктора і барабану здійснюється муфтами 3.

Рис. 2 Кінематична схема приводу з одноступінчатим редуктором



Рис. 3 Кінематична схема приводу з двоступінчатим редуктором

редуктор вал двигун привод

На рис. 2 зображена кінематична схема привода з одноступінчатим редуктором, а на рис. 3 - з двоступінчатим редуктором.

Завдання на проектування: розрахувати і спроектувати привод стрічкового конвеєра з одноступінчатим чи двоступінчатим циліндричним редуктором по наступним даним: F = 1,62 кН - зусилля на стрічці; V = 1,57 м/с - швидкість стрічки; D_б= 0,3 м - діаметр барабана конвеєра; щ_б=10,5 с^-1 - кутова швидкість.

2. Вибір двигуна й кінематичний розрахунок приводу

Для роботи стрічкового конвеєра електродвигун вибирають по номінальній потужності. Потрібна номінальна потужність електродвигуна визначається за формулою:

Р_дв = ,

Р_вих - потужність на вихідному валу редуктора:

Р_вих = F• V,

з_заг - загальний коефіцієнт корисної дії приводу;

F - посилення на стрічці, кН;

V - швидкість стрічки, м/с.

Р_вих=1,62*1,57=2,5434 (кВт).

Загальний коефіцієнт корисної дії:

для кінематичної схеми рис. 2:

_заг=,

для кінематичної схеми рис. 3:

з_заг = з₁? з₂²? з₃⁴? з₄? з₅,

де:

з₁ = 0,99 - КПД муфти між електродвигуном і редуктором,

з₂ = 0,98 - КПД пари зубчастих коліс,

з₃ = 0,99 - КПД кожні пари підшипників валів редуктора,

з₄ = 0,99 - КПД муфти між вихідним валом редуктора й валом барабана,

з₅ = 0,97 - КПД барабана.

з_заг = 0,99• 0,98²• 0,99⁴• 0,99• 0,97 = 0,877,

тоді:

Р_дв = 2,5434/0,877 = 2,9 (кВт).

Приймаємо по табл. П1 [1] електродвигун типу 4А112МА6УЗ, потужністю: Р_{дв ном} = 3 (кВт), з кутовою швидкістю щ_ном = 105 с^-1, (n = 1000 хв^-1.). Коефіцієнт проковзування: S = 4,7% = 0,047.

Кутова швидкість барабана:

щ_б = 10,5 (c^-1).

Дійсна швидкість двигуна:

щ_дв = щ_ном• (1-S) = 105• (1-0,047) = 100 (c^-1).

Передаточне відношення редуктора:

і_ред = щ_дв/ щ_б = 100/10,5 = 9,53.

При проектуванні приводу з одноступінчатим редуктором передаточне відношення «і» вибирається в межах 3…6, а для приводу з двоступінчатим редуктором:

і_ред = і_шв • і_т, де

і_шв - передаточне відношення першої ступені редуктора;

і_т - передаточне відношення другої ступені редуктора.

Загальне передаточне відношення двоступінчатого редуктора повинно бути в межах 6…40 (див. Анурьєва).

і_шв ? і_т і також округляється за стандартом.

Округляємо передаточне відношення до стандартних значень по ГОСТ 2185-88 стор. 36 [1]:

і_ред = 9,53 10;

передаточне число швидкохідної ступені:

і_шв = 2;

передаточне число тихохідної ступені:

і_т = 5.

Визначаємо крутні моменти:

на валу шестерні:

на валу колеса:

Т₂ = Т₁ • і_ред ? з₂ ?з₃² = 25,18 •10³ • 10 • 0,98 • 0,99² = 241,85• 10³ (Н• мм).

Вибираємо редуктор типу Ц2У-100, і_ред = 10, Т = 250 Н•м; стор. 484…488, [3], який відповідає нашим розрахунковим даним: і_ред = 10 та крутному моменту на тихохідному валу: Т_2max = 250 (Н • м).

3. Розрахунок зубчастих коліс редуктора

У випадку двоступінчатого редуктора розраховуються тільки колесо першого ступеня і вал.

1. Матеріали зубчастих коліс і їх характеристики приймаються по середнім механічним якостям; дивись гл. 3, табл. 3.3 [1]: для шестерні сталь 45, термічна обробка - покращення, міцність НВ = 1800…2300 МПа; для колеса - сталь 45, термічна обробка - покращена, але міцність на 30 одиниць нижче НВ 1600…2100 МПа; а_т = 300 МПа.

2. Міжосьова відстань редуктора чи першого ступеню у випадку двоступінчатого редуктора визначається з розрахунку на контактну міцність:

• (і_шв + 1) • , де

43 для косозубих коліс,

і_шв - передаточне число швидкохідної ступені,

- допустима контактна напруга, визначається для найменшої міцності зубчастого колеса;

0,25 • НВ = 0,25 • 1700 = 425 (МПа);

Т₂ - крутний момент на валу колеса;

Т₂ = Т₁ • і_шв ? з₂ ?з₃² = 25,18 •10³ • 2 • 0,98 • 0,99² = 48,37•10³ (Н• мм);

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність для найменшої міцності зубчастого колеса;

- динамічний коефіцієнт; у попередніх розрахунках можна приймати • = 1,3…1,5;

- коефіцієнт ширини колеса, приймаємо в границях 0,3…0,5;

(мм).

Найближче значення міжосьової відстані відносно ГОСТ 2185-88: = 80 (мм).

3. Робоча ширина колеса:

• = 0,4 • 80 = 32 (мм),

шестерні:

(мм).

4. Нормальний модуль:

(мм).

5. Кут зачеплення = .

6. Кут нахилу зубця для косозубих коліс , що відповідає cos = 0,9900…0,9660.

7. Сумарне число зубців:

z_c =(повинне бути цілим).

8. Значення cos :

9. Кут нахилу зубця

10. Число зубів шестерні:

для швидкохідної ступені:

для тихохідної ступені:

(Z₁ повинно бути не менше 14 для косозубих і 17 для прямозубих колес, щоб запобігти підрізання зубців при нарізанні).

11. Число зубів колеса:

для швидкохідної ступені:

для тихохідної ступені:

12. Дійсне передаточне відношення:



13. Дійсна кутова швидкість барабану:

(с^-1),

(с^-1),

не повинна відрізнятися від заданої більш як на ±4%, тобто:

.

Перевірка міцності зубів по напрузі вигину.

1. Допустиме напруження вигину:

• • , де:

- базова границя витримки зубів по зламу від напруги вигину,

= 0,18 НВ;

= 1,7…2…2,2-коефіцієнт небезпеки;

= 1 - при нереверсивному навантаженні;

= 0,8… …0,7 - для реверсивного;

1? ? 1,6 - коефіцієнт довговічності; при тривалій роботі = 1.

Обчислюємо:

для шестерні - (МПа);

для колеса - (МПа).

2. Еквівалентне число зубів для косозубих коліс:

для шестeрні:

для колеса:

3. Коефіцієнт форми зубця має наступні значення:

Таблиця 1

Z	17	20	25	30	40	50	60	80	?100
YF	4,28	4,09	3,9	3,8	3,7	3,66	3,62	3,61	3,6

для шестерні: = 3,65;

для колеса: = 3,6.

4. Напруження вигину в основі зубця:

• • • • •, де:

- коефіцієнт, що враховує нерівномірність навантаження на зуб по ширині колеса;

- динамічний коефіцієнт, •= 1,3…1,5;

- коефіцієнт, що враховує нахил зубів, - для косозубих передач.

Обчислюємо:

для зубця шестерні:

• 0,7 • 47,68<190,6 (МПа),

для зубця колеса:

• 0,7 • • 1,3 = 61,72130,9 (МПа).

4. Основні параметри шестерні, колеса й зачеплення

1. Міжосьова відстань (мм);

2. Сумарне число зубів

3. Кут нахилу зубця

4. Нормальний модуль (мм);

5. Число зубів шестерні ;

6. Число зубів колеса ;

7. Дійсне передатне відношення

8. Діаметри ділильних кіл шестерні й колеса (обчислюють 3 знаки після коми):

(мм);

(мм).

9. Перевірка міжосьової відстані:

(мм).

10. Діаметри вершин зубів шестерні й колеса:

(мм);

(мм).

11. Діаметри западини зубів шестерні й колеса:

(мм);

(мм).

Окружна швидкість зубчастих коліс:

(м/с).

Відповідно швидкості приймаємо 8-му степінь точності зубчатої передачі; стор. 40 [1]. Визначення необхідних розмірів зубчатих коліс для конструювання і для креслення дивись стор. 223 [1].

5. Вибір муфт

Вхідний вал редуктора приводиться до руху пружної пальцевої муфти (МУВП). Підбір муфти здійснюється по величині крутного моменту Н•м.

Приймаємо МУВП 31,5-18-1-2 за ГОСТ 21424-75, Т = 31,5 Н•м, d = 18 мм; стор. 277, [1].

6. Розрахунок валів редуктора

Вал можна представити як балку, навантажену силами, які з'являються в зачепленні коліс.

Сила згинає вал у вертикальній площині, сили і у горизонтальній.

Рис. 4 Навантаження на вали редуктора

1. Сили в зачепленні:

окружна сила:

(Н);

радіальна сила:

• (Н);

осьова сила:

• 931,73 • 0,1614 = 150,4 (Н).

Ці сили діють на вали редуктора. Дією попередньої муфти зневажаємо.

2. Відстань між опорами (посередині підшипників) приймаємо не більш як - (50…60) = 132-50 =82; по таблиці 6,8 стор. 484-486 [2]. - ширина редуктора.

3. Розрахунок ведучого вала редуктора:

Вертикальна площина

Рис. 5 Розрахункова схема ведучого вала редуктора (вертикальна площина)

Опорні реакції від окружної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

У - • • l = 0. У • - • l = 0.

= (Н).

Згинальний момент у перетині 1-1 від окружної сили:

• (Н• мм).

Горизонтальна площина

Рис. 6 Розрахункова схема ведучого вала редуктора (горизонтальна площина)

Опорні реакції від радіальної сили визначаємо з рівнянь моментів щодо кожної опори:

У - • + • l = 0. У• - • l = 0.

= = (Н).

Згинальний момент у перетині 1-1 від раціональної сили:

• (Н• мм).

Визначаємо опорні реакції від осьової сили, для чого становимо рівняння моментів щодо кожної опори:

У - • • l = 0. У - • • l = 0.

(Н).

Згинальний момент у перетині 1-1 від осьової сили:

• = (Н• мм).

Сумарний момент, що згинається, у перетині 1-1 вала:

(Н• мм).

Наведений момент у перетині 1-1 вала:

, де

- коефіцієнт, що залежить від режиму роботи вала; для крутного моменту, що пульсує = 0,75.

(Н• мм).

Для виготовлення валів використають сталь: Ст5, Ст6, сталь 40, 45, 40ХН та ін. Вибираємо сталь 40. Допустиме напруження для неї:

[] = 70 (МПа).

Діаметр вала в перетині 1-1 розраховуємо на загальну дію вигину з обертанням по наведеному моменті:

[] = , де:

[] - допустиме напруження при вигині;

W - момент опору поперечного перерізу; для круглого перетину;

W = 0,1d³ (мм³), тоді:

[] = ,

• (мм).

.

1,1 - коефіцієнт, що враховує ослаблення вала шпонковою канавкою.

Діаметр вала на помсті посадки напівмуфти розрахуємо на крутіння:

,

де - полярний момент опору поперечного перерізу вала;

для круглого перетину W = 0,2d³ (мм³), тоді:

;

• ();

(приймаємо за ГОСТ 6636-69).

Тут = 30…40 МПа - допустиме напруження приймається залежно від матеріалу вала й характеру навантаження (крутного моменту), коефіцієнт 1,1 враховує ослаблення вала шпонковою канавкою.

4. Розрахунок веденого вала редуктора.

Розрахунок проводиться аналогічно розрахунку ведучого вала.

Вертикальна площина

Рис. 7 Розрахункова схема веденого вала редуктора (вертикальна площина)

Опорні реакції від окружної сили:

(Н).

Згинальний момент у перетині 1-1 від окружної сили:

• (Н• мм).

Горизонтальна площина

Рис. 7 Розрахункова схема веденого вала редуктора (горизонтальна площина).

Опорні реакції від радіальної сили:

= = (Н).

Згинальний момент у перетині 1-1 від раціональної сили:

• (Н• мм).

Опорні реакції від осьової сили:

(Н).

Згинальний момент у перетині 1-1 від осьової сили:

• (Н• мм).

Сумарний момент, що згинається, у перетині 1-1 вала:

(Н• мм).

Наведений момент у перетині 1-1 вала:

(Н• мм).

Діаметр вала в перетині 1-1 (місце посадки колеса) з урахуванням ослаблення шпонковою канавкою:

• • (мм).

Діаметр вала на місці посадки напівмуфти:

• • (мм).

Округляємо цей діаметр до стандартного значення (мм).

7. Конструювання валів

Ведучі вали виконують окремо від шестерні (шестерня надівається на вал) і за одне ціле з валом (вал-шестерня).

Вал-шестерню виконують у тих випадках, коли відстань від западини зуба до шпонкового паза виявляється меншою, від зазначеної на малюнку:

х ?2,5 • ,

= .

x = ( - ) - ;

(мм).

=.

Для зручності монтажу вали виготовляють східчастими.

Рис. 8. Ведучий вал (швидкохідний)

- діаметр під муфти;

- діаметр під обмеження;

- діаметр бурту;

- діаметр під підшипник.

Ведучий вал

Діаметр під напівмуфту на ведучому валу (мм).

Діаметр вала для ущільнення в кришці підшипника беремо на 5 мм більше, при чому діаметр під напівмуфту:

(мм).

Округляємо відповідно ГОСТ 6636-69 і приймаємо (мм).

Під підшипник аналогічно:

(мм).

Діаметр вала під шестерню:

(мм).

Розміри ступеней:

Ведучий вал:

під напівмуфту (мм);

під кришку підшипника (мм);

під підшипник (мм);

під шестерню (мм).



Рис. 9. Ведений вал (тихохідний).

Ведений вал:

під напівмуфту (мм);

під кришку підшипника (мм);

під підшипник (мм);

під колесо (мм).

8. Підбір і розрахунок шпонок

Для забезпечення точного центрування деталі на валах приймаємо шпонки призматичні звичайні із закругленими торцями. Матеріал шпонок - вуглецеві сталі марки 45. Орієнтовно приймаємо довжини шпонок під колесо, під шестерню l_шп=1,5 ? d_{ступені} - 10…15…15 мм.

Перетин шпонки підбирають відповідно до Держстандарту залежно від діаметра вала, на який насаджується шпонка.

Перевірка міцності проводиться по напругах стиску на бічних поверхнях шпонки або щаблі, допустиме напруження [у_зім] = 120 (МПа) при сталевій сходинці і [у_зім] = 60 (МПа) при чавунній.

Якщо міцність при стиску не забезпечується, то необхідно збільшити довжину шпонки до розмірів ширини ступиці або поставити 2 шпонки під кутом р рад (180^о).

Довжина шпонок після розрахунку округляється до значень за ГОСТ

Місце посадки шпонки	Діаметр вала; мм	Переріз шпонки b?h; мм	Довжина шпонки l, мм. З розрахунком ГОСТ	Напруга зімяття: узім= 2Т/dlр ? (h-t1)? [узім]
Під шестернею	25	8?7	lступені=bw1-10 = 42-10 = 32 (мм)	40,3<120
Під колесом	30	10?8	lступені=bw2-10=32-10 = 22 (мм)	48,86<120

Для вихідних кінців валів одноступінчастих редукторів за ГОСТ 21426-75 і двоступінчасті за ГОСТ 20758-75 шпонки не потрібні, тому що вони конічні. Якщо розрахована напруга у_зім значно менше припустимого, можна довжину шпонки зменшити.

9. Підбір підшипників

Для підбору підшипників кочення необхідно в першу чергу встановити тип підшипників.

При впливі на підшипник тільки радіальних зусиль для прямозубої циліндричної передачі звичайно застосовуються радіальні однорядні підшипники й дворядні сферичні. Зазначені підшипники можуть сприймати відносно невеликі осьові зусилля, а також обмежують осьові переміщення вала в обидва боки.

Для косозубої циліндричної передачі (при впливі осьових і радіальних навантажень) застосовують радіально-опорні шарико- і роликопідшипники.

Послідовність підбору підшипників:

1. Призначають тип підшипника з урахуванням умов експлуатації й конструкції конкретного підшипникового вузла. Насамперед, розглядають можливість застосування радіального кулькового підшипника.

2. Відповідно до відомому значенню діаметра опорної ділянки вала призначають типорозмір підшипника: тип і його серія. Вибір серії підшипника залежить від навантажень, які він сприймає. Підшипники кожної серії відрізняються один від іншого зовнішніми діаметрами, шириною, розмірами тіл кочення.

Потім становлять розрахункову схему, де вказують зусилля на вал і підшипники, ураховують еквівалентне динамічне або статичне навантаження на підшипник.

Виходячи з еквівалентного динамічного навантаження, кутової швидкості огортання вала й необхідного строку роботи підшипника, розраховують його динамічне навантаження й порівнюють із обраної, а потім коректують, призначаючи іншу серію.

Вибираємо для ведучого валу з d=25 мм підшипник типу 80205 і для веденого валу з d=30 мм типу 80206 по [П3] стор. 393 (Чернавський).

У своїх розрахунках я обмежуся тільки підбором підшипників без подальших розрахунків.

Список літератури

1. С.А. Чернавський «Курсове проектування деталей машин». М 1987.

2. В.Н. Анурьїв «Довідник конструктора-машинобудівника», том 1,3. М 1980.

3. Р.А. Баласанян «Атлас деталей машин». Х 1996.

Размещено на Allbest.ru

...