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.

Рубрика Производство и технологии
Вид курсовая работа
Язык русский
Дата добавления 06.02.2014
Размер файла 754,7 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле:

где Pпр - мощность на приводном валу, зпр.-КПД привода.

Pпр = 7 кВт. (согласно заданию).

зпр. = з1* з2*з3…;

з1, з2,з3 - КПД отдельных элементов привода.

Привод содержит электродвигатель, клиноременную передачу, конический горизонтальный редуктор, на выходном валу установлена муфта компенсирующая.

Принимаем

зрем = 0.95 - КПД клиноременной передачи;

зред. = 0.97 - КПД конического редуктора;

змуф. = 0.98 - КПД муфты компенсирующей.

Тогда общий КПД привода: зпр. = зцеп* зред.*змуф. = 0.95*0.97*0.98 = 0.9

Требуемая мощность электродвигателя:

Электродвигатель должен иметь мощность

По ГОСТ 19523 - 81 выбираем обдуваемый электродвигатель единой серии модели АИР, стандартной мощности 11 кВт.

Частоту вращения вала электродвигателя рассчитываем по формуле:

где u1, u2 - передаточные числа механических передач входящих в привод.

nпр. = 300 об/мин. - частота вращения приводного вала (согласно заданию).

Принимаем передаточные числа:

uред = 2.5 - передаточное число конической передачи;

uрем. = 2.0 - передаточное число ременной передачи.

Тогда nэ.д. = 300*2.5*2.0= 1500 мм/об.

Принимаем стандартный электродвигатель АИР 312М4. При этом стандартная частота двигателя nдв. = 1460 об/мин.

1.2 Определение передаточных чисел механических передач привода

Для стандартной частоты вращения электродвигателя уточняем общее передаточное число привода:

Полученное передаточное число распределяют между типами передач:

uпр. = u1.*u2.

В нашем случае uпр. = uред *uрем,

Сохраняя принятые значения uред = 2.5. Назначим передаточное отношение гибкой связи uрем. = uпр/uред = 4.9/2.5 = 1.96.

Передаточные числа согласуются со стандартными значениями по ГОСТ 2185 - 66: (ряд 1 предпочтительнее ряда 2)

Ряд 1: 1.0; 1.25; 1.6; 2.0; 2.5; 3.15; 4.0, 5.0; 6,3; 8.0; 10

Ряд 2: 1.12; 1.4; 1.8; 2.24; 2.8; 3.55; 4.5, 5.6; 7,1; 9.0; 11.2

1.3 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах

Частота вращения на входном валу редуктора.

n1 = nэ.д/ uрем.= 1460 /1.96 = 745 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора.:

n2. =n1/ uред = 745/ 2.5= 298 мм/об.

Крутящий момент на приводном валу:

Тпр. = Т2 = 9550*Рпр./n2. = 9550*7/298 = 224 Н*м.

Крутящий момент на входном валу:

Т1. = Т2/(uконкон.) = 224/(2.5*0.97) = 92.5 Н*м.

Крутящий момент на валу электродвигателя:

Твх. = Т1/(uремрем.) = 92.5/(1.96*0.95) = 49.6 Н*м.

После этого переходим к расчёту механических передач, исходными данными для которых являются результаты силового расчётов.

2. Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

2.1 Расчёт допускаемых напряжений для конических колёс

Исходные данные:

Тип производства: мелкосерийное; срок службы t = 10000 час; n1=1460 об/мин; uред =2.5 - передаточное число конической передачи; n2. = 298 мм/об, характер работы - нереверсивный.

2.2 Допускаемые контактные напряжения

Для изготовления зубчатых колёс принимаем сталь 40Х как наиболее применяемая в редукторостроении и подвергаемую улучшению.

Назначаем вид термообработки: улучшение.

Твёрдость зубьев принимаем для шестерни на 20…30 НВ больше, чем для колеса. НВ1 = 270; НВ2 = 250.

Определяем допустимые контактные напряжения для шестерни

Где уHlimb - предел выносливости по контактным напряжениям.

уHlimb= 2НВ1 + 70 = 2*270+70= 610 МПа.

SH = 1.1 - коэффициент запаса.

KHL - коэффициент долговечности:

Где Nно - базовое число циклов;

Nно1 = 30*НВ2.4 = 30 * 2702.4 = 20.5*106

Nне1 - эквивалентное число циклов нагружения:

Где n - частота вращения шестерни, об/мин; t - расчётный ресурс редуктора, час.

Ti/T1 - относительное значение крутящего момента на i-той степени графика нагрузки; ti/t-относительная продолжительность действия крутящего момента на i-той степени графика нагрузки.

Nне1 = 60*1460*10000*(13*0.7+0.63*0.3) = 670*106

Так как Nне1>Nно1, то KHL1 = 1.0

H]1 = 610*1.0/1.1 = 555 Мпа.

Определяем допустимые контактные напряжения для колеса:

уHlimb = 2НВ2 + 70 = 2*250+70= 570МПа.

SH = 1.1 - коэффициент запаса.

=496*106/3.0 = 165*106

Так как Nне2>Nно2, то KHL2 = 1.0

H]2 = 570*1.0/1.1 = 518МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений:

H]р= 0.5*([уH1]+[уH2]) = 0.5*(555+518) = 537 МПа.

H]р ? 1.25*[уH]min

537 МПа< 1.25*518 = 647.5 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

H]max = 2.8*ут1 = 2.8*550 = 1540 МПа.

2.3 Допускаемые изгибные напряжения

Определяем допустимые изгибные напряжения для шестерни:

Где уFlimb1 - предел выносливости:

уF lim b1 = 1.8*НВ1 = 1.8*270 = 490 МПа.

SF1 = 1.75 - коэффициент запаса;

KFC1 = 1.0 - если нереверсивная передача.

NFO = 4*106 - для всех сталей.

NFE1 = 60*1460*10000*(16*0.7+0.66*0.3) = 62.5*106

Так как NFE1>NFO, то KFL = 1.0

Тогда [уF]1 = 490*1.0*1.0/1.75 = 280 МПа.

Определяем допустимые изгибные напряжения для колеса:

уF lim b2 = 1.8*НВ2 = 1.8*250 = 450 МПа.

SF1 = 1.75 - коэффициент запаса;

KFC1 = 1.0 если нереверсируемая передача.

NFO = 4*106 - для всех сталей.

=62.5*106/2.5 = 25*106

Так как NFE2>NFO, то KFL = 1.0

Тогда [уF]2 = 450*1.0*1.0/1.75 = 260 МПа.

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

F]max = 0.8*ут2 = 0.8*700 = 560 МПа.

3. Расчёт конической прямозубой передачи

Исходные данные:

Кинематическая схема передачи (по заданию); uред = 2.5 - передаточное число редуктора; крутящий момент на колесе T2 = 224 Н*м; вид термообработки - улучшение; расчётное значение допускаемых контактных напряжений: [уH]р= 537 МПа.

3.1 Проектный расчёт конической прямозубой передачи

Проектный расчёт выполняем по ГОСТ 21354-75 в следующей последовательности.

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса dе2 при Kbe = 0.285

,

KHв = 1.5 - коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки при консольном расположении шестерни.

- =0.85 - эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Тогда ,

Принимаем dе2 = 250 мм.

При dе2 = 250 мм и uред = 2.5 имеем по ГОСТ 12289-72 ширину зубчатого колеса b2 = 38 мм.

2. Число зубьев шестерни:

Угол при вершине делительного конуса шестерни:

Тогда:

Принимаем Z1 = 19.

3. Число зубьев колеса Z2 = Z1 *u = 19*2.5 =48.

4. Уточняем передаточное число

uф = Z2/Z1 = 48/19 = 2.52

Относительная погрешность Д = (uф - u)/u * 100% = (2.52-2.5)/2.5 *100% =0.8%

5. Определяем максимальный (производственный) окружной и нормальный модули прямозубых колёс:

В отличие от цилиндрических модуль конических передач можно не согласовывать со стандартным значением.

Диаметр внешней делительной окружности шестерни:

de1 = mte*z1 = 5. 2*19 = 98,8 мм.

6. Внешнее конусное расстояние:

7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:

Kbe = b2/Re = 38/134.22 = 0.283.

Он находится в рекомендуемых стандартом пределах:

0.25 ? Kbe = 0.3.

8. Среднее конусное расстояние:

Rm = Re -0.5*b2 = 134.22 - 0.5*38 = 115.22 мм.

9. Средний окружной и нормальный модули:

10. Средние делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

dm1 = mnm * z1 = 4.46*19 = 84.8 мм.

dm2 = mnm * z2 = 4.46*48 = 214.1 мм.

3.2 Проверочный расчёт конической прямозубой передачи

Проверочный расчёт выполняем по ГОСТ 21354-75 в следующей последовательности.

Проверка передачи на контактную выносливость зубьев.

1. Расчётная зависимость для проверки передачи на контактную выносливость зубьев имеет вид:

2. KHв - коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от схемы расположения шестерни и твёрдости колёс. Для принятых исходных данных при Kbe*u/(2-Kbe) = 0.28*2.5/(2-0.28) = 0.41 значение KHв = 1.04.

3. Коэффициент динамичности определяем в зависимости от степени точности и окружной скорости на среднем делительном диаметре:

v2 = (р*dm2*n2)/60 = (р*0.214*298)/60 = 3.39 м/с.

Eпр - приведённый модуль упругости:

,

Здесь E1; E2 - модули упругости материалов шестерни и колеса.

Для пары стальных колёс имеем E1 = E2= 2.1*105 Мпа.

Принимаем 8 степень точности, как наиболее распространённую в редукторостроении.

ПринимаемKHv= 1.15, условно принимая точность на одну степень ниже фактической степени.

- =0.85 - эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Таким образом, значение контактных напряжений:

уН = 508.15 МПа< [уH]min= [уH]2 = 518 МПа.

Недогрузка передачи составляет:

Проверка передачи на изгибную выносливость зубьев.

1. Условие работоспособности на изгиб для зубьев колеса:

И для зубьев шестерни:

дF1 = дF2*YF1/YF2 ? [уF]1

2. KFв - коэффициент концентрации нагрузки при расчётах на изгиб, принимаем от принятой схемы расположения колёс и твёрдости зубьев.

KFв = 1+1.5*(1.04-1) = 1.06.

3. KFv= 1.15 - коэффициент динамичности нагрузки при расчётах на изгиб.

4. Коэффициент формы зуба YF1 и YF2 определяют по таблицам при эквивалентном числе зубьев:

Zv1 = Z1/cosд1, Zv2 = Z2/cosд2,

В нашем случае при: x1 = x2 = 0,

При этом Zv1 = 19/cos22.9? = 20.6, YF1=4.07;

Zv2 = 48/cos (90?-22.9?) =123.4, YF2= 3.65.

5. - =0.85 - эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Значения напряжений изгиба зубьев колеса и шестерни соответственно:

И для зубьев шестерни:

дF1 = дF2*YF1/YF2 ? = 115.3*4.07/3.65 = 128.7МПа «[уF]1 = 260 МПа.

3.3 Геометрические параметры зацепления

Расчёт геометрических размеров внешнего зацепления производится по ГОСТ 16532-70.

Для рассчитываемой передачи имеем следующие данные:

mn = 2.5 мм; uф = 2.52 мм; b2 = 38 мм; dе1 = 98.8 мм; dе2 = 250 мм;

dm1 = 84.8 мм; dm2 = 214.1 мм; mte = 5.2 мм; Re = 134.22; Rm = 115.22.

1. Определяем высоту головки зуба в расчётном сечении шестерни и колеса соответственно:

Исходный контур по ГОСТ 13754-81 имеет ; б 20?; с* = 0.2.

Внешняя высота головки зуба:

2. Высота ножки зуба в среднем сечении шестерни и колеса соответственно:

Внешняя высота ножки зуба:

3. Угол ножки зуба:

4. Угол головки зуба:

5. Угол конуса вершин:

6. Угол конуса впадин:

7. Внешний диаметр вершин зубьев:

8. Внешний диаметр впадин зубьев:

3.4 Определение усилий действующих в зацеплении

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Осевая сила на шестерне:

Радиальная сила на шестерне:

4. Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные:

Мощность на малом шкиву N = 7 кВт; частота вращения малого шкива n1=1460 об/мин. Кинематическая схема передачи (по заданию); uрем. = 1.96 - передаточное число клиноременной передачи; характер нагрузки: спокойная, умеренные толчки; угол наклона линии центров к горизонту - 40?

1. Размер сечения выбираем в зависимости от крутящего момента Т1 и частоты вращения n1 на малом шкиве: T1 = 9550*N/n1.

Тогда T1 = 9550**7/1460 = 45.8 Н*м.

Согласно номограммы принимаем клиновой ремень нормального сечения типа «Б» с размерами:

bp = 14 мм, h = 10.5 мм, bo = 17 мм, yo = 4 мм, F1 = 1.38 см2, dp.min = 125 мм.

2. Выбираем диаметр меньшего шкива. Согласно рекомендациям dp.min. = 125 мм.

3. Диаметр большего шкива: dp2 = dp1*u*(1-е) = 125*1.96*(1-0.02) = 240 мм.

е = 0.02 - коэффициент скольжения прорезиненного ремня.

Согласно ГОСТ 17383-73 принимаем dp2 = 250 мм.

3. Фактическое передаточное число:

.

4. Скорость ремня рассчитаем по формуле:

5. Частота вращения ведомого вала:

6. Определяем межосевое расстояние a.

Межосевое расстояние a ременной передачи определяется компоновкой привода. Оно должно находиться в пределах 0.55 (dp1 + dp2) + h? a? 2 (dp1 + dp2),

где h - высота сечения ремня.

Тогда 0.55*(125+250)+10.5=216.7 мм ? a? 2*(125+250) = 700 мм.

Принимаем a = 460 мм.

7. Расчётная длина ремня:

Стандартное значение длины ремня принимаем равным 1600 мм.

8. По стандартной длине ремня пересчитываем межосевое расстояние по формуле:

Тогда:

a ? 502 мм.

Минимальное межосевое расстояние для удобства монтажа и снятия ремней:

amin = a - 0.01*L = 502-0.01*1600 = 486 мм.

Максимальное межосевое расстояние для создания натяжения и подтягивания ремня при вытяжке:

amax = a + 0.025*L = 502+0.025*1600 = 542 мм.

9. Угол обхвата на меньшем шкиве:

Он должен быть не менее 150?. Условие выполняется.

10. Исходная длина ремня Lo = 2240 мм.

Относительная длина L/Lo = 1600/2240 = 0.71.

11. Коэффициент длины CL = 0.92.

12. Исходная мощность при dp1 = 125 мм и v = 9.6 м/с No = 2.26 кВт.

13. Коэффициент угла обхвата Сб = 0.95

14. Поправка к крутящему моменту на передаточное число ДТи = 2.9Н*м.

15. Поправка к мощности ДNи = 0.0001* ДТи* n1 = 0.0001*2.9*1460 = 0.42 кВт.

16. Коэффициент режима работы при указанной нагрузке Ср = 0.84.

17. Допускаемая мощность на один ремень определяется по формуле:

18. Расчётное число ремней: z=N/[N] = 7/2=3.5.

19. Коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки: Cz = 0.9.

20. Действительное число ремней z'= z/ Cz = 3.5/0.9 = 3.89. Принимаем z'= 4.

21. Сила начального натяжения одного клинового ремня рассчитывается по формуле:

где q = 0.18 кг/м.

22. Усилие, действующее на валы передачи:

23. Размеры обода шкивов:

lp = 14 мм, h = 10.8 мм, b = 4.2 мм, e = 19±0.4 мм, r = 1 мм,

б1 = 34°, б2 = 38°.

24. Наружные диаметры шкивов:

de1 = dp1 + 2b = 125 + 2*4.2 = 133.2 мм.

de2 = dp2 + 2b = 250 + 2*4.2 = 258.2 мм.

25. Ширина обода шкивов:

М = (z'-1)* e + 2*f = (4-1)*19 + 2*12.5 = 82 мм.

5. Расчёт муфты

Исходные данные:

Тип муфты - компенсирующая, предаваемый момент Т2 = 224 Н*м, режим работы - нереверсивный с умеренными толчками, поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв.

1. Определяем расчётный момент муфты:

Тр.м. = К*Тм,

где Тм - номинальный момент на муфте; Тм = Т2 = 224 Н*м; К - коэффициент режима работы.

Коэффициент, учитывающий режим работы К = К1* К2, где К1 = 1.2 - коэффициент безопасности (поломка муфты приводит к аварии машины без человеческих жертв), К2 = 1.3 - коэффициент, учитывающий характер нагрузки (умеренные толчки).

В нашем случае: К = 1.2*1.3 = 1.56; тогда Тр.м. = 1.56 * 224 = 349.44 Н*м.

Из упругих компенсирующих муфт наибольшее распространение получили муфты упругие втулочно-пальцевые типа МУВП по ГОСТ 21424 - 93.

2. Определяем силу

Fр.м. = (0.2…0.3)* Ft.м.,

где Ft.м. - окружная сила на муфте, Ft.м. = 2*Т/dp; здесь Т - крутящий момент на валу, Т = Т2 = 224 Н*м, dp - расчётный диаметр, м.

Выбираем муфту: Муфта упругая втулочно - пальцевая 250-40-1У3 ГОСТ 21424-93.

Для выбранной муфты dp = Do = 100 мм.

Тогда Ft.м. = 2*224/0.1 = 4480 Н, Fр.м. = (0.2…0.3)*4480 = (896…1344) Н.

Принимаем Fр.м. = 1120 Н.

3. Проверяем возможность посадки муфты на вал.

Определяем расчётный диаметр вала в месте посадки муфты:

где Мэкв. - эквивалентный момент, Н*м .

Лист

Здесь М - суммарный изгибающий момент,

,

Мгор. и Мверт. = изгибаемые моменты в рассматриваемом сечении в горизонтальной и вертикальной плоскостях, Н*м; Т - крутящий в рассматриваемом сечении вала, Н*м; [у] - допускаемое изгибное напряжение, МПа.

Для обеспечения достаточной жёсткости вала рекомендуется принимать [у] = (50…70) МПа. Принимаем [у] = 60 МПа.

Мгор. = 0, Мверт. = 0.5*Fr.m*f = 0.5*1120*0.08 = 44.8 Н*м, Т = 224;

.

Тогда

С учётом ослабления вала шпоночной канавкой, рекомендуется увеличивать диаметр вала на 10%. Таким образом, dм. = 1.1* d р.м. = 1.1*33.6 = 37 мм.

Эта величина меньше посадочного диаметра муфты dм = 40 мм.

Таким образом, муфта проходит по посадочному диаметру вала и в дальнейших расчётах диаметр вала под муфту принимаем dм = 40 мм.

привод редуктор деталь конвейер

Список литературы

М.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.

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

В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т. 1. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т. 2. М.: «Машиностроение», 1980.

В.И. Анурьев - Справочник коструктора-машиностроителя, т. 3. М.: «Машиностроение», 1980.

С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин. М.: «Машиностроение», 1987.

Д.Н. Решетов - Детали машин. Атлас конструкций. М.: «Машиностроение», 1970.

М.И. Анфимов - Редукторы. Конструкции и расчет. М.: «Машиностроение», 1972.

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • 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

  • Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.

    курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010

  • Проектирование одноступенчатого горизонтального цилиндрического косозубого редуктора, цепной и ременной передачи для привода ленточного конвейера. Назначение редуктора и их классификация. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт. Этапы компоновки.

    дипломная работа [902,7 K], добавлен 08.03.2009

  • Проектирование привода пластинчатого конвейера по заданным параметрам. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя и редуктора. Расчет открытой зубчатой передачи. Компоновка вала приводных звездочек. Расчет комбинированной муфты.

    курсовая работа [1,1 M], добавлен 22.10.2011

  • Проектирование, последовательность силового и кинематического расчета привода ленточного конвейера с выбором типоразмеров стандартных узлов: электродвигателя, редуктора. Расчёт дополнительной клиноременной передачи с клиновым ремнем нормального сечения.

    курсовая работа [580,4 K], добавлен 29.09.2013

  • Проект механического привода, состоящего из одноступенчатого редуктора и открытой передачи. Подбор и расчёт шпоночных соединений. Проверочные (уточненные) расчёты валов на сопротивление усталости. Выбор способа и типа смазки подшипников и передач.

    курсовая работа [2,2 M], добавлен 25.03.2013

  • Выбор электродвигателя. Кинематический и силовой расчёты привода. Расчёт роликовой однорядной цепной и цилиндрической зубчатой передач. Проектный расчёт валов редуктора. Подбор подшипников качения и муфты. Смазка зубчатой передачи и подшипников.

    курсовая работа [1,6 M], добавлен 22.03.2015

  • Проектирование двухступенчатого горизонтального редуктора привода ленточного конвейера. Подбор оптимального по стоимости варианта двигателя, стандартизированных деталей, системы смазки зубчатых передач и подшипников на тихоходном и быстроходном валах.

    курсовая работа [1,9 M], добавлен 06.12.2013

  • Определение мощности электродвигателя приводной станции конвейера; кинематических, силовых и энергетических параметров механизмов привода. Расчет клиноременной передачи. Выбор основных узлов привода ленточного конвейера: редуктора и зубчатой муфты.

    курсовая работа [272,5 K], добавлен 30.03.2010

  • Проект одноступенчатого горизонтального конического прямозубого редуктора. Выбор электродвигателя привода цепного конвейера. Расчет клиноременной и цепной передач, зубчатых колес, валов; компоновка редуктора, кинематические и силовые характеристики.

    курсовая работа [680,5 K], добавлен 23.10.2011

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.