Проектирование привода ленточного транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Ленточный транспортер - машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения различных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении.

Требуется разработать привод ленточного транспортера, состоящий из асинхронного электродвигателя, соосного цилиндрического редуктора, приводного вала с барабаном и муфтой.

Основные технические характеристики разработанного изделия: мощность асинхронного двигателя 4 кВт, частота вращения входного вала редуктора 1410 мин^-1, частота вращения выходного вала редуктора 57.3 мин^-1, общее передаточное число привода 24.6

1. Кинематический расчёт

1.1 Подбор электродвигателя и кинематический расчёт редуктора

1. Мощность на приводном валу

2. Частота вращения приводного вала

3. Общий коэффициент полезного действия привода

где - общий КПД привода;

- ориентировочное значение КПД червячного редуктора;

- КПД муфты;

- КПД пары подшипников приводного вала;

4. Общее передаточное число привода (ориентировочное значение)

[6]

5. Потребляемая мощность

привод ленточный транспортер вал



6. Потребная частота вращения электродвигателя

7. Двигатель (по каталогу)

тип АИР100L4 1410

Основные результаты

В результате расчётов, выполненных в п.1 были получены следующие результаты:

а)

б) Был выбран следующий электродвигатель:

в)

1.2 Расчет редуктора с использованием ЭВМ

Для расчета редуктора необходимо знать вращающий момент на тихоходном валу. Его можно найти, используя следующее выражение:

Имея все необходимые данные, приступаем к расчету на ЭВМ.

Данные для расчета на ЭВМ

Вращающий момент на тихоходном валу, Нм	609.0
Частота вращения тихоходного вала, об/мин	57.3
Ресурс, час	10000
Режим нагружения	3
Передаточное отношение механизма	24.60
Коэффициент ширины венца [6]	0,315
Степень точности	8
Коэффициент запаса по изгибной прочности	2,20
Твердость поверхности зубьев, HRC Шестерни Колеса	0 0
Минимальное допустимое число зубьев шестерни	15
Отношение передаточных чисел ступеней	0.00
Угол наклона зубьев, град.	0,00

Параметры, равные 0, варьируются при расчете на ЭВМ.

Формулы, по которым ЭВМ рассчитывала передачу:

Необходимо выполнить условия:

; (1)

, (2)

где,-зависят от материала, термообработки, режима нагружения и т.д.

Из (1) по зависимости (для тихоходной передачи):

где T-наибольший вращающий момент, нагружающий шестерню в процессе эксплуатации.

определяем межосевое расстояние. Значение коэффициента ширины выбирают в зависимости от положения зубчатых колес относительно опор.

Определяют

Используя (2), определяем модуль, округляя его по ГОСТ 9563-60.

Для быстроходной передачи, зная определим

1.3 Выбор оптимального варианта

Программа расчета деталей машин кафедры РК-3 предложила на выбор 9 вариантов для редуктора (см. приложение 1). Варианты 7,8,9 не принимаются в рассмотрение, так как в этих случаях в качестве термообработки зубчатых колес используется цементация, что не применимо для мелкосерийного производства. Варианты 1, 2, 3 дают наибольшую массу редуктора, поэтому их также не рассматриваем.

На рис. в) проведена штриховая линия соответствующая минимально допустимому значению диаметра впадин быстроходной шестерни по условию . В качестве оптимально следует выбирать вариант с меньшей массой из числа тех, что расположены выше штриховой линии. Поэтому принят вариант 6.

1-улучшение+ улучшение (вар. 1-3);

2-закалка ТВЧ+ улучшение (вар. 4-6);

3-цементация+ цементация (вар. 7-9).

2. Разработка эскизного проекта

2.1 Определение размеров валов

На стадии эскизного проектирования размеры (диаметры) валов определяются по приближенным формулам. После расчета все размеры округлены до стандартных по ГОСТ 6636-69.

· Для быстроходного вала: Т = 25.8 (Нм)

принимаем d = 24 (мм)

принимаем dп = 30 (мм)

принимаем dбп = 35 (мм)

· Для промежуточного вала: Т = 78.3 (Нм)

принимаем d = 26 (мм)



принимаем dп = 35 (мм)

принимаем dбк = 42 (мм)

принимаем dбп = 42 (мм)

· Для тихоходного вала: Т = 609 (Нм)

принимаем d = 48(мм)

принимаем dп = 55 (мм)

принимаем dбп = 63 (мм)

принимаем dк = 50 (мм)

По полученным размерам подбираем концы валов (ГОСТ 12081-72) для входного и выходного валов.

2.3 Выбор типа и схемы установки подшипников

Первоначально выбираем самые дешевые подшипники - шариковые радиальные однорядные. Принимаем схему установки подшипников «враспор».

3. Конструирование зубчатых колес

Т.к. объем годового выпуска >100 шт, для изготовления колес применяют двусторонние штампы. Для свободной выемки заготовки колес из штампа, применяют значения штамповочных уклонов =7^o и радиусов закруглений R=6 мм.

Параметры тихоходного колеса:

d = 63 мм

f = 2 мм

lст = 42 мм

dст = 1.55d = 98 мм

S = 2.2m + 0.05b₂ = 2.22 + 0.05*42 = 6.5 мм

Параметры быстроходного колеса:

d = 42 мм

f = 1,6 мм

lст = 32 мм

dст = 1.55d = 65 мм

S = 2.2m + 0.05b₂ = 2.21.5 + 0.05*32 = 4.9 мм

4. Материалы, термообработка деталей передачи

Для всех колёс редуктора назначаем сталь 40ХН.

Шестерня термообработка: улучшение с последующей закалкой зуба с охватом впадины ТВЧ

; ;; ;

; .

Колесо термообработка: улучшение с последующей закалкой.

; ; .

Валы выполняют из стали 45 улучшенной

,; ;; ; .

5. Расчёт торсионного вала

Диаметр торсиона из условия прочности

;

.

Принимаем диаметр торсионного вала d=9мм, конструктивно l=15мм

Определяем, какое Кп обеспечивает эта длина.

6. Расчёт соединений

6.1 Расчёт шпоночных соединений

Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с электродвигателя через муфту на быстроходный вал.

Средний диаметр вала: d=24 мм

Передаваемый момент: Т=25.8 Н*м

Тип шпонки: призматическая;

b=8 мм,

h=7 мм,

мм

мм

мм

Окончательно выбираем : l=18мм

«Шпонка 8х7х18 ГОСТ 23360-78»

Шпоночное соединение для передачи вращающего момента с тихоходного вала редуктора на приводной вал транспортёра через муфту.

Средний диаметр вала : d=48 мм

Передаваемый момент : Т=609 Н*м

Тип шпонки: призматическая;

b=14мм,

h=9мм,

мм

мм

мм

Окончательно выбираем :

«Шпонка 14х9х62 ГОСТ 23360-78»

Призматические шпонки должны находиться в пазу вала с натягом. Поэтому поле допуска ширины шпоночного паза принимаем равным P9._.

6.2 Расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединение торсионного вала:

Вал 12x0.5 z=22.

Передаваемый момент: T=78.3 Нм

=60 МПа;

мм

Окончательно, по ряду Ra40, выбираем: l=26 мм;

Обозначение:

Шлиц 12х0,5 ГОСТ 6033-80



6.3 Расчет соединений с натягом

Расчет соединения промежуточный вал - колесо

Расчёт производим на ЭВМ.

Данные для расчета на ЭВМ.

Способ сборки ТЕМПЕРАТУРНОЕ ДЕФОРМИРОВАНИЕ

Осевая сила, Н 122.8

Вращающий момент, Н.м 78.3

Коэффициент запаса сцепления 2.5

Номинальный диаметр соединения, мм 42

Длина контакта, мм 30

Диаметр отверстия в вале, мм 16

Наружный диаметр втулки, мм 75

Параметры: Вала Втулки

Параметр шероховатости Rа, мкм 0.8 0.8

Рабочая температура, °С 40 40

Модуль упругости, МПа 210000 210000

Коэффициент Пуассона 0.3 0.3

Коэффициент линейного расширения, 1/°C 0.000012 0.000012

Предел текучести, МПа 650 750

Коэффициент трения при расчете 0.14

Формулы, по которым ЭВМ рассчитывала передачу:

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

;

.

Расчет соединения тихоходный вал - колесо

Расчёт производим на ЭВМ.

Данные для расчета на ЭВМ.

Способ сборки ТЕМПЕРАТУРНОЕ ДЕФОРМИРОВАНИЕ

Осевая сила, Н 1268.8

Вращающий момент, Н.м 609.0

Коэффициент запаса сцепления 2.5

Номинальный диаметр соединения, мм 63

Длина контакта, мм 40

Диаметр отверстия в вале, мм 0

Наружный диаметр втулки, мм 105

Параметры: Вала Втулки

Параметр шероховатости Rа, мкм 0.8 0.8

Рабочая температура, °С 40 40

Модуль упругости, МПа 210000 210000

Коэффициент Пуассона 0.3 0.3

Коэффициент линейного расширения, 1/°C 0.000012 0.000012

Предел текучести, МПа 650 750

Коэффициент трения при расчете 0.14

7. Расчёт подшипников качения

7.1 Определение сил реакций в опорах валов

7.1.1 Тихоходный вал редуктора

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты:

Из уравнений равновесия найдём реакции в опорах:

б) Силы реакций в опорах вала от радиальной нагрузки:

Данные силы реакций находятся в плоскости XZ .

в) Силы реакций в опорах вала от окружной нагрузки:

Данные силы реакций находятся в плоскости YZ .

г) Силы реакций в опорах вала от осевой нагрузки:



д) Суммарные силы реакций в опорах тихоходного вала:

7.1.2 Промежуточный вал редуктора

а) Силы реакций в опорах вала от радиальной нагрузки:

Данные силы реакций находятся в плоскости XZ .



б) Силы реакций в опорах вала от окружной нагрузки:

Данные силы реакций находятся в плоскости YZ .

в) Силы реакций в опорах вала от осевой нагрузки:



г) Суммарные силы реакций в опорах тихоходного вала:

7.1.3 Быстроходный вал редуктора

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты:

Из уравнений равновесия найдём реакции в опорах:



б) Силы реакций в опорах вала от радиальной нагрузки:

Данные силы реакций находятся в плоскости XZ:

в) Силы реакций в опорах вала от окружной нагрузки:

Данные силы реакций находятся в плоскости YZ:

г) Силы реакций в опорах вала от осевой нагрузки:



д) Суммарные силы реакций в опорах быстроходного вала:

7.2 Выбор подшипников качения

7.2.1 Тихоходный вал редуктора

Для выбора подшипника имеем следующие исходные данные:

Частота вращения вала:

Диаметр вала:

Эквивалентная сила реакции в опоре В:

Эквивалентная сила реакции в опоре Г:

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии № 111, у которого:

Ведём расчёт по т.к. .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка опоры

Учтём переменный режим нагружения

;

Требуемая динамическая грузоподъемность:

Таким образом, окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные особолегкой серии №111

7.2.2 Промежуточный вал редуктора

Для выбора подшипника имеем следующие исходные данные:

Частота вращения вала:

Диаметр вала:

Эквивалентная сила реакции в опоре В:

Эквивалентная сила реакции в опоре Г:

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии № 207, у которого:

Ведём расчёт по т.к. .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка опоры

Учтём переменный режим нагружения

;

Требуемая динамическая грузоподъемность:

Таким образом, окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии 207.

7.2.3 Быстоходный вал редуктора

Для выбора подшипника имеем следующие исходные данные:

Частота вращения вала:

Диаметр вала:

Эквивалентная сила реакции в опоре В:

Эквивалентная сила реакции в опоре Г:

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии № 206, у которого:

Ведём расчёт по т.к. .

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка опоры

Учтём переменный режим нагружения

;

Требуемая динамическая грузоподъемность:



Таким образом, окончательно выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные легкой серии №206.

8. Корпусные детали редуктора

Толщина стенки корпуса редуктора:

Итак, толщину стенки корпуса редуктора, отвечающую требованиям технологии литья, прочности и жесткости принимаем 6мм.

Для придания корпусу необходимой жесткости предусмотрены внутренние ребра жесткости толщиной:

Принимаем .

Редуктор состоит из основной корпусной детали и крышки.

Для соединения крышки с корпусом используем винты класса прочности 6.8 с цилиндрической головкой и шестигранным углублением под ключ. Диаметр винтов определяется по формуле:

Принимаем .

Для крепления редуктора к раме шпильки прочности 6.8, диаметр которых:

Толщину стенки подшипников, отвечающую требованиям технологии литья, прочности и жесткости определяем по таблице в зависимости от наружного диаметра:

для быстроходного вала: (D=62 мм);

для промежуточного вала: (D=72 мм);

для тихоходного вала: (D=90 мм).

9. Расчет валов на прочность по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Наиболее нагруженным является тихоходный вал редуктора, таким образом проведем для него следующие расчеты :

- расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность;

- расчет по напряжениям усталости;

Исходные данные для расчета :

марка стали: 45;

твёрдость: не ниже 270НВ;

; ;; ; .

Эпюры моментов приведены в приложении 3.

Тихоходный вал.

1. Расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Колесо смонтировано с помощью соединения с натягом. Опасным сечением является сечение 1.

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Запас по статической прочности (коэффициент запаса) :

Так как =2…3, то статическая прочность считается обеспеченной.

2. Расчет на сопротивление усталости

Момент сопротивления сечения вала изгибу:

Момент сопротивления сечения вала кручению:

Амплитуда напряжений цикла в опасном сечении:

Концентратор напряжений - соединения с натягом.

Коэффициенты концентрации напряжений в рассматриваемом сечении

Пределы выносливости вала:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям :

Расчетный коэффициент запаса прочности :

Таким образом условие сопротивления усталости для сечения выполнено.

Промежуточный вал.

1. Расчет по эквивалентным напряжениям и на статическую прочность

Колесо смонтировано с помощью соединения с натягом. Опасным сечением является сечение 1.

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Запас по статической прочности (коэффициент запаса) :

Так как =2…3, то статическая прочность считается обеспеченной.

10. Выбор смазочного материала и способа смазывания деталей передач и подшипников качения

Частота вращения тихоходного вала:

Окружная скорость колеса:

Контактные напряжения:

Частота вращения промежуточного вала:

Окружная скорость колеса:

Контактные напряжения:

Целесообразно использовать масло :«И-Т-С-320»

Система смазывания - картерная.

Подшипники смазываются тем же маслом, что и детали передач. При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. При окружных скоростях колёс брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колёс, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипник.

Во избежание попадания в подшипник продуктов износа передач, а также излишнего полива маслом подшипники на быстроходном валу защищены маслозащитными кольцами.

11. Расчёт муфт

Подбор упругой втулочно-пальцевой муфты.

Вращающий момент нагружающий муфту:

где номинальный длительно действующий момент

К-коэффициент режима работы

Подбор муфты с резиновым упругим элементом.

Вращающий момент нагружающий муфту:

где номинальный длительно действующий момент

К-коэффициент режима работы

По этим данным выбираем муфту диаметр окружности на которой находятся болты - 132 мм, ширина упругого элемента 26 мм.

12. Расчёт приводного вала

12.1 Проектирование приводного вала

Приводной вал служит для передачи усилия от редуктора ленте транспортера. Барабан приводного вала изготавливаем из трубы стальной бесшовной горячекатаной ГОСТ 8732-70 с наружным диаметром и толщиной стенки . Диски изготавливаем из листов катанных толщиной . И прутков стальных горячекатаных круглых по ГОСТ 2590-71.

Диаметры участков вала принимаем такими же, как и у тихоходного вала редуктора.

Опорой приводному валу служат шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники, установленные в отдельных стандартных корпусах.

12.2 Определение сил реакций в опорах валов

а) Сила, действующая на выходной конец вала со стороны муфты:

Из уравнений равновесия найдём реакции в опорах:



б) Силы реакций в опорах вала от силы, действующей от ленты :

На вал от ленты действует сила:

где -окружное усилие на барабане:

Так как сила приложена посередине между опорами, то:

в) Суммарные силы реакций в опорах приводного вала :

12.3 Выбор подшипников качения

Для выбора подшипника имеем следующие исходные данные:

Частота вращения вала:

Диаметр вала:

Эквивалентная сила реакции в опоре В:

Эквивалентная сила реакции в опоре Г:

Предварительно принимаем подшипники шариковые радиальные сферические двухрядные легкой серии 1211 по ГОСТ 5720-75 . Исходя из исходных данных, выбираем подшипник, у которого:

Наиболее нагруженной является опора В, следовательно расчёт будем проводить для неё.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при и :

Проверяем по статической грузоподъёмности:

Учтём переменный режим нагружения:

;

Требуемая динамическая грузоподъемность:

Выбранный подшипник подходит.

Таким образом, окончательно выбираем подшипники роликовые радиальные однорядные легкой серии 1211.

12.4 Расчёт на статическую прочность

Эквивалентное напряжение:

Запас по статической прочности (коэффициент запаса):

Так как =2…3, то статическая прочность считается обеспеченной.

Наиболее опасным сечением является сечение 1 (эпюры изгибающих моментов представлены в приложении 3).

Эквивалентный момент:

Эквивалентное напряжение:

Запас по статической прочности (коэффициент запаса):

Так как =2…3, то статическая прочность считается обеспеченной.

12.5 Расчёт сварного шва

Сварной шов №2

На вал действует крутящий момент, от которого в сечении возникают касательные напряжения:

где Т=609 Нм;

Тогда:

Допустимое напряжение среза:

шов прочный.

При расчёте сварного шва на сдвиг напряжения считаются постоянными. Получили большой запас прочности, следовательно, уточнённый расчёт с учетом переменного нагружения не нужен.

Использованная литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. -- М.: Высшая школа, 1985.

2. Решетов Д.Н. Детали машин. -- М.: Машиностроение, 1989.

3. Левицкий В.С. Машиностроительное черчение и автоматизация выполнения чертежей. -- М.: Высшая школа, 1998.

4. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. -- М., Высшая школа, 1975.

5. Детали машин. Атлас конструкций. -- М., Машиностроение, 1979

6. М.В. Фомин « Расчет опор с подшипниками качения », Москва, МГТУ им. Баумана , 2001г.

7. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина, А.Д. Часовников «Методические указания по расчету зубчатых передач и коробок скоростей по курсу «Детали машин»», Москва, Ротапринт, МВТУ, 1980 г.

Размещено на Allbest.ru