Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Привод конвеера

Содержание

Введение	3
1.Энергетический и кинематический расчет привода 1.1.Выбор электродвигателя 1.2.Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням	4 4 4
2.Расчет передач 2.1 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес 2.2. Определение допускаемых напряжений 2.3 Расчет тихоходной ступени 2.4 Расчет быстроходной ступени	7 7 7 11 14
3.Расчет валов 3.1 Расчет быстроходного вала 3.2 Расчет промежуточного вала 3.3 Расчет тихоходного вала	16 16 19 22
4. Расчет и подбор подшипников 4.1 Расчет подшипников быстроходного вала 4.2 Расчет подшипников промежуточного вала 4.2 Расчет подшипников тихоходного вала	25 25 25 26
5.Расчет шпоночных соединений	27
6.Подбор муфты	28
7.Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников	29
Список литературы	30

Введение

Привод предназначен для приведения в действие механизм рабочей машины. Источником энергии в большинстве случаев является электрический двигатель постоянного или переменного тока. Наибольшее распространение получили асинхронные электрические двигатели трехфазного тока с короткозамкнутым ротором.

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость в приводах от главного движения электродвигателя к рабочей машине и состоящей из зубчатой или червячной передачи, установленной в отдельном корпусе.

Редукторы широко применяются в различных отраслях машиностроения и поэтому они весьма разнообразны по своей кинематической схеме и конструктивному исполнению.

Корпуса редукторов должны быть прочными и жесткими. Их отливают из серого чугуна. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняют разъемными.

Опорами валов редукторов, как правило, являются подшипники качения.

Смазывание зубчатых передач редукторов в большинстве случаев осуществляется погружением, а подшипников – разбрызгиванием или пластичным смазочным материалом. В корпус редуктора заливают масло из расчета 0,4…0,7л на 1кВт передаваемой мощности, при этом колесо должно погружаться в масло на глубину не менее высоты зуба или витка.

В данном курсовом проекте ведется расчет привода конвейера, состоящего из двигателя, двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора.

1.Энергетический и кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

крутящий момент на выходном валу ;

угловая скорость выходного вала ;

срок службы редуктора

1.1.1 Потребляемая мощность привода, кВт

(1.1)

1.1.2 Потребная мощность электродвигателя, кВт

(1.2)

где - общий КПД привода

(1.3)

=0,98 – КПД муфты

0,96 – КПД одной ступени передачи

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала

электродвигателя, об/мин

(1.4)

где п_В - частота вращения приводного вала, об/мин

и₁=2; и₂=4 - рекомендуемые значения передаточных чисел быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно

По найденному значению мощности и частоты вращения выходного вала электродвигателя выбираем электродвигатель 4АМ80В4У3 ТУ 16-510.776-81, с номинальной мощностью 1,5 кВт с номинальной частотой вращения 1415 об/мин.

1.2.Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число привода

Передаточные числа ступеней

(1.5)

Для быстроходной ступени

(1.6)

принимаем

Для тихоходной ступени

(1.7)

принимаем .

Фактическое передаточное число привода:

Отклонение передаточного числа

(1.8)

Для двухступенчатых редукторов допускается отклонение до 6,3%.

1.3 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощность на валах определяют через мощность электродвигателя, кВт

(1.9)

Частоты вращения валов определяются через вращение вала электродвигателя, об/мин

(1.10)

Крутящие моменты на валах, Н^.м

(1.11)

Таблица 1

Валы	Мощность на валах, кВт	Частоты вращения, об/мин	Крутящие моменты на валах, Н^.м	Передаточное число
I	1,47	1415	10	u₁=1,8 u₂=4
II	1,41	786	17
III	1,35	197	65,4

2.Расчет передач

В соосном редукторе межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступени равны. Начинают расчет с тихоходной ступени как более нагруженной.

2.1 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для шестерен сталь 45 с термообработкой – улучшение с твердостью НВ 269…302, для колес сталь 45 с термообработкой – улучшение с твердостью НВ 235…262.

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения [σ]_H, МПа, определяем для шестерен и для колес отдельно, при этом

(2.1)

где [s]_HO - базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N - коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]_HO для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле

(2.2)

где - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

(2.3)

для шестерен:

для колес:

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей (при R_a = 1,25 - 0,63 мкм Z_R = 1 ; при R_а = 2,5 - 1,25 мкм Z_R = 0,95; при R_а = 10 - 2,5 мкм Z_R = 0,9);

принимаем

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние скорости (при проектном расчете Z_V = 1; при проверочном расчете, когда твердость менее 350НВ при скорости V, равной 5, 10, 20 м/с Z_V соответственно 1; 1,07 и 1,15, а при твердости более 350НВ соответственно скоростям V = 5, 10, 20 м/с, Z_V = 1; 1,04 и 1,07);

S_H - коэффициент запаса прочности, S_H = 1,2 - при однородной структуре материала; S_Н = 1,3 - при поверхностных упрочнениях.

Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле

Z_N = (2.4)

где N_HO- базовое число циклов нагружения;

N_HE - эквивалентное число циклов нагружения;

m - показатель степени кривой усталости поверхностных слоев зубьев, m = 6.

Базовое число циклов нагружения N_HO принимается равным

(2.5)

Если N_HO получилось больше 12^. 10⁷, то принимают равным 12^.10⁷

для шестерен:

для колес:

Эквивалентное число циклов нагружения N_HE определяется по зависимости

(2.6)

где - начальный момент соответствующего распределения нагрузки в соответствии с таблицей 2.3,

для шестерни быстроходной ступени:

для шестерни тихоходной ступени:

для колеса тихоходной ступени:

Принимаем .

Допускаемые контактные напряжения для шестерен, МПа:

Допускаемые контактные напряжения для колес, МПа:

2.2.2 Допускаемые напряжения на изгиб , МПа, определяют для шестерни и колеса отдельно, при этом

(2.10)

где - базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

- коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: = 1 - односторонняя нагрузка; = 0,7 - 0,8 - реверсивная нагрузка (большие значения при > 350 НВ);

- коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб для зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле

(2.7)

где - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле (таблица 2.4), МПа;

(2.8)

для шестерен:

для колес:

- коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании с = 40 мкм = 1;

- коэффициент размеров (при проектном расчете можно принимать =1);

- коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений (при проектном расчете = 1);

- коэффициент запаса прочности, =1,7.

Для шестерен:

для колес:

Коэффициент долговечности определяют как

(2.9)

где - базовое число циклов нагружения, = 4^.10⁶

- эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой выносливости:

m = 6 - улучшение, нормализация, азотирование.

Эквивалентное число циклов нагружения определяется по выражению

(2.10)

где - начальный момент соответствующего распределения нагрузки; =0,3

для шестерни быстроходной ступени:

для шестерни тихоходной ступени:

для колеса тихоходной ступени:

Принимаем .

Допускаемые напряжения на изгиб, МПа:

для шестерен:

для колес:

2.3 Расчет тихоходной ступени

2.3.1 Определение межосевого расстояния, мм

(2.11)

где К_а - вспомогательный коэффициент; для прямозубых колес
К_а = 450;

К_н - коэффициент нагрузки. Для предварительных расчетов допускается принимать = 1,3 - 1,5. Меньшие значения принимают при симметричном расположении, а большие значения - при консольном расположении колес относительно опор. Принимаем .

ψ_а- коэффициент ширины.

Коэффициент ширины зубчатых колес из улучшенных сталей при симметричном расположении зубчатых колес относительно опор 0,4 - 0,5. Стандартные значения для редукторов: 0,400; 0,500. Принимаем .

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения .

2.3.2 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 НВ модуль назначают

, (2.12)

принимаем стандартное значение модуля .

2.3.3 Определение суммарного числа зубьев

(2.13)

2.3.4 Определение числа зубьев шестерни

(2.14)

2.3.5 Определение числа зубьев колеса

(2.15)

2.3.6 Геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные:

(2.16)

Диаметры начальные

(2.17)

Диаметры вершин зубьев:

(2.18)

Диаметры впадин зубьев

(2.19)

Ширина колеса (2.20)

Ширина шестерни (2.21)

2.3.7 Определение усилий в зацеплении, кН

Окружное усилие

(2.22)

Радиальное усилие

(2.23)

2.3.8 Проверке зубьев по напряжениям изгиба

Проводим проверку изгибной прочности

и (2.24)

Значения коэффициента определяем по рис.2.5, а коэффициента назначаем в соответствии с рекомендациями

Расчет ведем по колесу

(2.25)

- коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от коэффициента ширины

(2.26)

– коэффициент динамичности нагрузки

Для определения коэффициента динамичности нагрузки предварительно находим окружную скорость колеса

(2.27)

= 1,8

Условие прочности выполняется

2.3.9 Расчет по контактным напряжениям

(2.28)

где К=428 – вспомогательный коэффициент;

К_Нα=1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ=1,02 – коэффициент концентрации нагрузки;

К_Нυ=1,36 – коэффициент динамичности нагрузки

Условие прочности выполняется

2.4 Расчет быстроходной ступени

2.4.1 Для соосного редуктора межосевое расстояние, мм

(2.29)

2.4.2 Определение модуля передачи