Привод конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

ПРИВОД КОНВЕЙЕРА



Оглавление

1. Кинематическая схема и исходные данные для проекта

2. Перечень пунктов задания подлежащих выполнению

3. Выбор электродвигателя

4. Кинематический и силовой расчет привода

5. Расчет редуктора

5.1 Материал зубчатых колес

5.2 Число циклов перемены напряжений

5.3 Допускаемые напряжения

5.4 Коэффициент нагрузки

5.5 Расчет быстроходной ступени

5.5.1 Проектный расчет быстроходной ступени

5.5.2 Проверочный расчет быстроходной ступени на изгибную выносливость

5.5.3 Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления быстроходной ступени

5.5.4 Силы в зацеплении быстроходной ступени

5.6 Расчет тихоходной ступени

5.6.1 Проектный расчет тихоходной ступени

5.6.2 Проверочный расчет тихоходной ступени на изгибную выносливость

5.6.3 Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления тихоходной ступени

5.6.4 Силы в зацеплении тихоходной ступени

6. Расчет клиноременной передачи

7. Расчет валов редуктора

7.1 Предварительный расчет валов

7.2 Определение основных размеров корпуса и крышки

7.3 Расчет промежуточного вала на выносливость

8. Расчет подшипников качения промежуточного вала

9. Расчеты шпоночных соединений

10. Смазка редуктора

Литература

привод конвейер редуктор подшипник



1. Кинематическая схема и исходные данные для проекта

Р_вых = 4,9 кВт

Режим работы - Л - легкий

Срок службы - 5 лет (кол-во рабочих дней - 300; продолжительность одной смены - 8 час.)

Разработать чертеж большого шкива ременной передачи

Первая ступень - косозубая

n_вых = 40 ; u_ред= 11,2

Число смен работы - 2



2. Перечень пунктов задания подлежащих выполнению

При проектировании ременной передачи требуется:

- привести краткие сведения о назначении, устройстве, достоинствах и недостатках передачи;

- привести кинематическую схему передачи;

- определить потребную мощность привода и подобрать электродвигатель;

- определить передаточное число и частоту вращения шкивов;

- по передаваемой мощности определить сечение ремня;

- определить расчетную мощность передачи, приходящуюся на один ремень;

- определить диаметры меньшего и большего шкивов, вычислить угол обхвата меньшего шкива;

- определить расчетную длину ремня и подобрать ремень стандартной длины;

- определить число ремней в передаче;

- определить межосевое расстояние;

- вычислить ресурс передачи;

В КП требуется:

- привести кинематическую схему привода;

- распределить общее передаточное число редуктора по ступеням и для каждой ступени определить передаваемую мощность, частоту вращения и вращающий момент;

- выбрать материалы для деталей зубчатых и червячных передач и установить допускаемые напряжения в зависимости от термообработки;

- провести расчет передач редуктора на контактную прочность и на изгиб, определив их размеры;

- определить силы, действующие в зацеплениях, и показать их на схеме редуктора, вычерченной в масштабе в двух проекциях;

- выполнить компоновочный эскиз и провести расчет промежуточного вала на сложное сопротивление;

- провести выбор подшипников качения для рассчитываемого вала редуктора, для остальных валов подшипник выбирают конструктивно;

- подобрать размеры поперечных сечений шпонок и провести расчет шпонок на смятие;

- выполнить расчет промежуточного вала на выносливость;

- привести описание системы смазки зубчатых и червячных колес и подшипников;

- выбрать тип уплотнений;

- определить количество масла, необходимое для смазки зацеплений;

- выполнить расчет основных размеров корпуса и крышки редуктора, учитывая возможность размещения необходимого количества масла, а для червячных редукторов и возможность создания соответствующего теплового режима (тепловой расчет);

- в соответствии с передаваемым вращающим моментом провести выбор соединительной муфты;

- провести выбор посадок основных деталей редуктора, а также муфты и шкивов или звездочек;

- выполнить три листа чертежей формата А1 (594x841):

- сборочный чертеж редуктора;

- рабочие чертежи деталей редуктора (зубчатое или червячное колесо, вал, вал-шестерня, или червяк, сквозную крышку подшипника);

- сборочный чертеж привода.



3. Выбор электродвигателя

К.п.д. привода

_общ = _{12 34 56} = 0,98 0,8 0,93 = 0,73

_р.п = 0,96 - к.п.д. ременной передачи;

₁₂= ₃₄ = 0,98 - к.п.д. цилиндрической зубчатой передачи.

Потребная мощность электродвигателя

Выбираем двигатель 4А112М4У3

Р_дв = 5,5 кВт; n_дв = 1455 об/мин; = 2,2



4. Кинематический и силовой расчет привода

Передаточное число привода

Передаточное число ременной передачи

Разобьем передаточные отношения редуктора по ступеням 1

- тихоходная ступень

- быстроходная ступень

Расчетная мощность вращения, вращающие моменты на валах:

I вал

Р_I = Р_дв = 5,5 кВт; n_I = n_дв = 1455 об/мин;



II вал

III вал

IV вал



5. Расчет редуктора

5.1 Материал зубчатых колес

Для шестерни колеса выбираем материал сталь 40Х.

Твердость и термообработка

колесо - НRC = 45…50 - улучшение + закалка ТВЧ

шестерня - НRC 45…50 - улучшение + закалка ТВЧ

_в = 900 МПа _т = 750 МПа

5.2 Число циклов перемены напряжений

Суммарное время работы привода в часах.

t = L_год * 300 * 8 * С = 5 * 300 * 8 * 2 = 24000 час

где С = 2 - число смен.

Суммарное число циклов напряжений

N₁ = 60*t * n_II = 60 * 24000 * 448 = 645 * 10⁶

N₂ = N₃ = 60*t * n_III = 60 * 24000 *117 = 168,5 * 10⁶

N₄ = 60*t * n_IV = 60 * 24000 * 40 = 57,6 * 10⁶

Базовое число циклов перемены напряжений на контактную выносливость

- шестерня N_HO1 = 80*10⁶;

- колесо N_HO2 = 80*10⁶.



Эквивалентное число циклов напряжений на контактную выносливость.

N_НЕ1 = K_НЕ * N₁ = 0,125 * 645 * 10⁶ = 80,6 * 10⁶

где K_НЕ = 0,125 - коэффициент эквивалентности табл. 2.4.

N_НЕ2 = N_НЕ3 = K_НЕ * N₂ = 0,125 * 168,5 * 10⁶ = 21 * 10⁶

N_НЕ4 = K_НЕ * N₄ = 0,125 * 57,6 * 10⁶ = 7,2 * 10⁶

Эквивалентное число циклов напряжений на изгибную выносливость

N_FE1 = K_FE N₁ = 0,038 * 645 * 10⁶ = 24 * 10⁶

где K_FE = 0,038 - коэффициент эквивалентности

N_FE2 = N_FE3 = K_FE N₂ = 0,038 * 168,5 * 10⁶ = 6,4 * 10⁶

N_FE4 = K_FE N₄ = 0,038 * 57,6 * 10⁶ = 2,2 * 10⁶

Базовое число циклов перемены напряжений на изгибную выносливость

N_FO = 4*10⁶;

5.3 Допускаемые напряжения

Контактные

I ступень косозубая

_он - длительный предел выносливости

_он = 17*HRC+200 = 17*47,5 + 200 = 1008 МПа

S_н = 1,2 - коэффициент безопасности

[]_H = 0,45*([]_H1 + []_H2) = 0,45*(840+1050) =851 МПа

II ступень прямозубая

_он - длительный предел выносливости

_он = 17*HRC+200 = 17*47,5 + 200 = 1008 МПа

S_н = 1,2 - коэффициент безопасности

[]_H = 1008 МПа

Изгибные

I ступень косозубая



_OF = 650 МПа; S_F = 1,75

N_FE1 = 24* 10⁶ 4 * 10⁶ N_FE1 = 4*10⁶

N_FE2 = 6,4* 10⁶ 4 * 10⁶ N_FE2 = 4*10⁶

II ступень прямозубая

_OF = 650 МПа; S_F = 1,75

N_FE3 = 24* 10⁶ 4 * 10⁶ N_FE3 = 4*10⁶

5.4 Коэффициент нагрузки

На контактную выносливость

I ступень косозубая

Принимаем относительный коэффициент ширины зубчатого венца

_ba = 0,315

К_н = К_Н * К_HV = 1,43 * 1,01 = 1,44

К_Н = 1,43 - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 2.7.);

Окружная скорость колеса

Назначаем 8-ю степень точности

К_HV = 1,01 -динамический коэффициент (табл. 2.11)

II ступень прямозубая

Принимаем относительный коэффициент ширины зубчатого венца

_ba = 0,315

К_н = К_Н * К_HV = 1,4 * 1,03 = 1,44

К_Н = 1,4 - коэффициент концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца (табл. 2.7.);

Окружная скорость колеса

Назначаем 8-ю степень точности

К_HV = 1,03 -динамический коэффициент (табл. 2.11)

На изгибную выносливость

I ступень косозубая

К_F = K_F K_FV = 1,32 * 1,01 = 1,33

К_F = 1,32 - табл. 2.8; K_FV = 1,01

II ступень прямозубая

К_F = K_F K_FV = 1,16 * 1,04 = 1,21

К_F = 1,16 - табл. 2.8; K_FV = 1,04

5.5 Расчет быстроходной ступени

5.5.1 Проектный расчет быстроходной ступени

Межосевое расстояние

где К_Нб = 1,06 - коэффициент распределения нагрузки между зубьями.

Принимаем по стандарту a_w = 112 мм.

Ширины колес

b₂ = _ba a_w = 0,315 * 112 = 35 мм; b₁ = b₂ + 3 = 35 + 3 = 38 мм

Модуль

m = (0,01…0,02)a_w = (0,01…0,02) * 112 = 1,1…2,2 мм

Примем m = 2 мм.

Числа зубьев



Суммарное число зубьев

= 8…15 = 10

Шестерня

Колесо z₂ = z₁ * u_б= 23*3,81 = 88

Фактическое передаточное число

Уточним угол наклона

5.5.2 Проверочный расчет быстроходной ступени на изгибную выносливость

Расчетные напряжения на колесе.



_F - коэффициент формы зубы табл. 3.4. [4].

Эквивалентное число зубьев

Y_F2 = 3,6

Расчетные напряжения на шестерне.

Эквивалентное число зубьев

Y_F1 = 4,07.

5.5.3 Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления быстроходной ступени

Диаметры делительных окружностей

Диаметры окружностей вершин



d_a1 = d₁ + 2*m = 46,4 + 2*2 = 50,4 мм

d_a2 = d₂ + 2*m = 177,6 + 2*2 = 181,6 мм

Диаметры окружностей впадин

d_f1 = d₁ - 2,5*m = 46,4 - 2,5*2 = 41,4 мм

d_f2 = d₂ - 2,5*m = 177,6 - 2,5*2 = 172,6 мм

5.5.4 Силы в зацеплении быстроходной ступени

Окружная сила

Радиальная сила

Осевая сила

F_{a б} = F_{t б} * tg = 4775 * tg 7,7 = 646 Н



5.6 Расчет тихоходной ступени

5.6.1 Проектный расчет тихоходной ступени

Межосевое расстояние

Принимаем по стандарту a_w = 160 мм.

Ширины колес

b₄ = _ba a_w = 0,315 * 160 = 54 мм; b₃ = b₄ + 4 = 54 + 4 = 58 мм

Модуль

m = (0,01…0,02)a_w = (0,01…0,02) * 160 = 1,6…3,2 мм

Примем m = 2,5 мм.

Числа зубьев

Суммарное число зубьев

Шестерня

Колесо z₄ = z₃ * u_т = 32 * 2,94 = 96



Фактическое передаточное число

5.6.2 Проверочный расчет тихоходной ступени на изгибную выносливость

Расчетные напряжения на колесе.

Y_F4 = 3,6

Расчетные напряжения на шестерне

Y_F3 = 3,78

5.6.3 Определение основных геометрических параметров зубчатого зацепления тихоходной ступени

Диаметры делительных окружностей



Диаметры окружностей вершин

d_a3 = d₃ + 2*m = 80 + 2*2,5 = 85 мм

d_a4 = d₄ + 2*m = 240 + 2*2,5 = 245 мм

Диаметры окружностей впадин

d_f3 = d₃ - 2,5*m = 80 - 2,5*2,5 = 73,75 мм

d_f4 = d₄ - 2,5*m = 240 - 2,5*2,5 = 233,75 мм

5.6.4 Силы в зацеплении тихоходной ступени

Окружная сила

Радиальная сила



6. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные

uр.п. = 3,25; Рдв = 5,5 кВт; n1 = 1455 об/мин; n2 = 448 об/мин

Схема клиноременной передачи показана на рис.2. Передача состоит из двух шкивов, закрепленных на валах , и ремнем, охватывающим шкивы. Нагрузка в клиноременной передаче передается силами трения, возникающими между шкивами и ремнем вследствие натяжения последнего.

Основные преимущества клиноременной передачи

- возможность передачи движения на значительные расстояния;

- плавность и бесшумность работы;

- предохранение механизмов от резких колебаний нагрузки и перегрузки;

- простота конструкции и эксплуатации.

Основные недостатки клиноременной передачи

- повышенные габариты по сравнению с зубчатыми передачами;

- некоторое непостоянство передаточного отношения;

- повышенная нагрузка на валы из-за натяжения ремня;

- низкая долговечность ремней

Расчет ведем по [2].

1. Выбираем сечение ремня по номограмме рис.12.23.

Для n1 = 1455 мин^-1 и Р = 5,5 кВт подходит ремень типа Б.



Размеры сечения ремня: h = 10,5 мм; b0 = 17 мм; bp = 14 мм; A = 138*10^-6 м² q = 0,18 кг/м

2. Диаметр меньшего шкива определим по рис.12.26. Выбираем d1 = 160 мм.

Мощность передаваемая стандартным ремнем равна Р0 = 3 кВт.

3. Диаметр ведомого шкива d2 = d1*uрп = 160 * 3,25 = 520 мм

Примем d2 = 500 мм.

Фактическое передаточное число

4. Определим предварительно межосевое расстояние

а_min 0,55 * (d1 + d2) + h = 0,55 * (160 + 500) + 10,5 = 374 мм

Принимаем а = 500 мм

Длина ремня



Примем по стандарту Lp = 2000 мм

5. Уточним межосевое расстояние

6.Угол обхвата меньшего шкива

= 180 - 57 * (d2 - d1) / a = 180 - 57* (500 - 160) / 449,8 = 137

7. Расчетная мощность, передаваемая одним ремнем

P_p = P0 * C * CL * Cu / Cp = 3*0,89*0,98*1,14 / 1,2 = 2,5 кВт

C = 0,89 - коэффициент угла обхвата;

CL = 0,98 - коэффициент длины ремня, рис.12.27;

Cu = 1,14 -коэффициент передаточного числа, рис.12.28;

Cp = 1,2 - коэффициент режима работы.

8. Определим число ремней

Cz = 0,95 - коэффициент числа ремней

9. Окружная скорость



Сила предварительного натяжения одного ремня

Натяжение от центробежных сил

Fv = *A*V² = 1250*138*10^-6*12,1² = 25 H

= 1250 кг/м³ - плотность материала ремня.

Сила, действующая на валы

F_r = 2*F0*z*cos (/2) =2*3*174*cos (43/2) = 971 H

=180-б = 180-137 = 43

Ресурс ремня

T = Tср*К1*К2 = 2000*2,5*1=5000 час.

К₁ =2,5 - коэффициент нагрузки.

К2 = 1 - коэффициент климатических условий.

Тср = 2000 час - типовой ресурс ремня



7. Расчет валов редуктора

7.1 Предварительный расчет валов

Быстроходный вал (II вал)

= 25 МПа по [2].

Диаметр под подшипник d_п = 35 мм

III вал

Диаметр под подшипник d_п = 35 мм

IV вал

Диаметр под подшипник d_п = 65 мм

7.2 Определение основных размеров корпуса и крышки

Толщина стенки основания корпуса

Толщина стенки крышки корпуса



₁ = 0,9* = 0,9 *7 = 6 мм

Толщина уха

_у = 2,5* = 2,5 * 7 = 18 мм

Диаметр стяжного болта

d_б = == 11 мм = 12 мм

Диаметр фундаментного болта

Принимаем d_ф = 16 мм

Толщина фланца по разъему

_фл = 1,3*d_б = 1,3*12 = 15,6 мм = 16 мм

7.2 Расчет промежуточного вала из условия статической прочности

F_{t б} = 4775 Н; F_{а б} = 646 Н; F_{r б} = 1754 Н; F_{t т} = 10150 Н; F_{r т} = 3694 Н;

Т_III = 424 Н*м.

Определим реакции опор

Плоскость 0Z (вертик.)

M_B = 0 _A * 166 + F_{r б} * 116 + F_{а б} * 89 - F_{r т} * 60 = 0

M_A = 0 _B *166 - F_{r т} * 106 + F_{r б} * 50 - F_{а б} * 89 = 0

Проверка =0 _A+_B- F_{r б} - F_{r т} = 0

- 237 + 2177 + 1754 - 3694 = 0

- 3931 + 3931 =0

Плоскость X0Z (гориз.)

M_B = 0 X_A * 166 - F_{t б} * 116 - F_{t т} * 60 = 0

M_A = 0 X_B * 166 - F_{t т} * 106 - F_{t б} * 50 = 0

Проверка X=0 X_A+X_B- F_{t б} - F_{t т} = 0

7920 + 7005 - 4775 - 10150 = 0

14925 - 14925 = 0

Суммарные реакции опор

R_A = = = 7009 H

R_B = = = 8214 H

Строим эпюры изгибающих моментов

Суммарный изгибающий момент

Сечение С

Сечение D



Опасное сечение под колесом и шестерней.

Эквивалентный момент

Момент сопротивления сечения

Условие прочности по эквивалентным напряжениям

7.3 Расчет промежуточного вала на выносливость

Сечение С

Запас усталости по нормальным напряжениям

n = == 3,2

_-1= 0,3*_в + 100 = 0,3 * 900 + 100 = 370 МПа - предел выносливости

_b = 900МПа - сталь 40Х

_a = = = 41,4* 10⁶ Па - амплитуда напряжения

_m =0 - среднее напряжение цикла

K = 2,0 - коэффициент концентрации напряжений;

= 1 - коэффициент упрочнений;

= 0,72 - учет размеров вала

Запас усталости по касательным напряжениям

n = = =8,7

_-1 = 0,58*_-1 = 0,58 * 370 = 215 МПа

K = 1,5; = 0,77

_a = _m = = = 12* 10⁶ Па

= 0,5 * (0,02 + 2 * 10^-4* _в) = 0,5 *(0,02 + 2 * 10^-4 * 900) = 0,1

Полный запас усталости

n = = = 3 n = 1,5

Сечение D

Запас усталости по нормальным напряжениям

n = == 20

_a = = = 12,1* 10⁶ Па - амплитуда напряжения

_m =0 - среднее напряжение цикла

K = 1 - коэффициент концентрации напряжений;

= 1 - коэффициент упрочнений;

= 0,65 - учет размеров вала

Запас усталости по касательным напряжениям

n = = = 55

K = 1; = 0,72

_a = _m = = = 2,6* 10⁶ Па

Полный запас усталости

n = = = 18,9 n = 1,5



8. Расчет подшипников качения промежуточного вала

R_A = 7009 H R_B = 8214 H F_a = 6467H

Подшипник шариковый радиальный

№ 307 d = 35 D = 80 B = 21 C = 33,2 кН С₀ = 18 кН

Эквивалентная динамическая нагрузка

P_экв = (X*V*F_r + Y*F_a)* K * K_T * К_Е = 5692 1,2 = 6830H

V = 1 - коэффициент вращения;

K = 1,2 - коэффициент режима;

K_T =1 - температурный коэффициент

К_Е = 0,5 - коэффициент эквивалентности [1].

Подшипник А

Тогда Х = 1; Y = 0

P_{экв А} = 1*1*7009*1,2*0,5 = 4205 Н



Ресурс подшипника А в часах

L_hA = = = 70110 час L_h = 24000 ч.

Подшипник В

Тогда Х = 1; Y = 0

P_{экв В} = 1*1*8214*1,2*0,5 = 4928 Н

Ресурс подшипника В в часах

L_hB = = = 43558 часL_h = 24000 ч.



9. Расчеты шпоночных соединений

Расчеты шпонок ведем по 2

I вал

d = 32 мм T_I = 36 H*м

Шпонка b x h = 10 x 8 _см = 100…130 МПа

Рабочая длина шпонки

L_р = = = 0,006 м =6 мм

L L_p+ b = 6+10 = 16 мм

Примем L = 20 мм

II вал

d =30 мм T_II = 113 H* м шпонка b x h = 8 x 7

Рабочая длина шпонки

L_р = = = 0,018 м = 18 мм

L L_p+ b = 18 + 8 = 26 мм

Примем L = 28 мм

III вал

d = 44 мм T_III = 424 H* м шпонка b x h = 12 x 8

Рабочая длина шпонки

L_р = = = 0,037 м = 37 мм

L L_p+ b = 37 + 12 = 49 мм



Примем L = 50 мм

IV вал

d = 62 мм T_IV = 1218 H* м шпонка b x h = 18 x 11

Рабочая длина шпонки

L_р = = = 0,052 м = 52 мм

L L_p+ b = 52 + 18 = 70 мм

Примем L = 70 мм

d = 70 мм T_IV = 1218 H* м шпонка b x h = 20 x 12

Рабочая длина шпонки

L_р = = = 0,043 м = 43 мм

L L_p+ b = 43 + 20 = 63 мм

Примем L = 63 мм



10. Смазка редуктора

При окружной скорости колес V 3 м/с подшипники смазываются разбрызгиванием от вращения колес (картерная смазка) [4]. В нашем случае быстроходное колесо имеет окружную скорость V = 1 м/с, поэтому применяем смазку зубчатых колес окунанием в масляную ванну, а подшипники смазываем пластической смазкой и устанавливаем мазеудерживающие кольца.

По табл. 11.1. [1] требуемая вязкость масла = 70 мм²/с при окружной скорости до 2 м/с и контактных напряжениях 1000…1200 МПа. Подходит марка масла И-Г-А-68.

Объем заливаемого масла 0,5…0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Для разрабатываемого редуктора V = 2,75…4,42,75…4,4 л.



Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. - М.: Издательский центр "Академия", 2003.

2. Иванов М.Н. Детали машин/ Под ред. В.А. Финогенова. - М.: Высш. шк., 1998. - 383с.: ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин. / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И. М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988.

Размещено на Allbest.ru