Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Проектирование привода ленточного конвеера

Содержание

Введение

В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 об/мин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаем имеют небольшую частоту вращения n = 20-100 об/мин (барабан, лебедки, ведущий барабан ленточного транспортера и т. д.) или более высокую частоту вращения, чем у электродвигателя.

Для преобразования вращательного движения электродвигателя на вал рабочего органа применяют механические передачи, предназначенные для исполнения целого рода других функций, основными из которых являются:

повышение или понижение крутящего момента;
изменение траектории или характера движения;
регулирование и изменении скорости;
предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.

В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного транспортера, состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя, муфты, редуктора, барабана, опоры, основания привода.

1 Расчет привода

Определение потребной мощности

, (1)

где N_P– мощность на рабочем валу;

- общий КПД привода:

; (2)

- КПД плоскоременной передачи, = 0.96 (табл. 4.1, [1] );

- КПД зубчатого зацепления с коническими колесами, = 0.96 ;

- КПД зубчатого зацепления с цилиндрическими колесами, = 0.97;

- КПД подшипников, =0.99

Тогда

= 0.98 0.78 0.97 0.99³ = 0.87;

= 1490 Вт .

По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к N_эд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80B4У3 мощностью 1.5 кВт с синхронной частотой вращения n_эд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Т_max / T_min =2.0.

Определение общего передаточного числа привода

; (3)

Разбиваем передаточное отношение по ступеням привода

, (4)

где U_рп- передаточное отношение плоско- ременной передачи, U_рп = 3,

Определяем передаточное отношение каждой ступени редуктора

U_к 2.0 …3.0 , принимаем U_к =2.5; (5)

; (6)

Определяем частоту вращения каждого вала привода

n₁ = n_эд = 1500 об/мин;

(7)

Расчет мощности на валах

(8)

Расчет крутящих моментов

(9)

Расчет ориентировочных диаметров валов

(10)

где [] – допускаемое напряжение кручения, [] = 12 10⁶ Па ;

2 Выбор материала

Для того, чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов, выбираем для колеса и шестерни второй ступени сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью НВ 350. По таблице 8.8 [4] назначаем для колес термообработку: улучшение НВ 230 … 260; = 850 Мпа; =550 Мпа; для шестерни первой ступени – азотирование поверхности HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, =1000 Мпа; =800 Мпа.

Для шестерни второй ступени – улучшение 260…280 НВ при = 700 Мпа, = 950 Мпа;

Определение допускаемых напряжений

Контактная прочность, а, следовательно, предел контактной выносливости определяется в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев. Для колес колес обеих ступеней:

= 2НВ + 70 = 2 240 + 70 = 550 Мпа.

Для шестерни первой ступени :

= 1050 Мпа.

Для шестерни второй ступени :

= 2 240 + 70 = 610 Мпа.

Коэффициент безопасности (таблица 8.9, [4]) для второй ступени определяется: S_H = 1.1; для первой S_H = 1.2.

Число циклов напряжений для колеса второй ступени при С = 1 определяется по формуле

, (11)

где n – частота вращения вала, об/мин;

- срок службы передачи, тыс. ч.

По графикам ([4] рисунок 8.40) для колеса первой ступени НВ=245 (среднее) N_н0=1.5 10⁷, для шестерни второй ступени HRC 50…59 ( =550 HB) N_н0=10⁸.

По таблице 8.10 [4] К_НЕ=0.25, так как редуктор работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении.

Эквивалентное число циклов определяется по формуле

(12)

Для колеса второй ступени

Сравнивая N_HE и N_H0 отмечаем, что для колеса второй ступени N_HE > N_H0. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них N_HE > N_H0. При этом для всех колес передачи K_HL=1.

Допускаемые контактные напряжения для колеса второй ступени определяем по материалу колеса, как более слабому. По формуле

; (13)

Для колеса первой ступени [_H]₁=500 Мпа, а для шестерни

Допускаемое контактное напряжение для первой ступени определяем по формуле 8.56 [4]

; (14)

По таблице 8.9 [4] допускаемые напряжения изгиба

для колес обеих ступеней

для шестерни первой ступени:

для шестерни второй ступени:

Определим [] формуле

(15)

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

К_FC- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, так как передача не реверсивная К_FC=1 [4];

К_FL- коэффициент долговечности;

S_F- коэффициент безопасности, S_F=1.75 (таблица 8.9).

Предварительно определяем по формуле

N_FE=K_FE (16)

и по таблице 8.10 [4] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значениях получим

N_FE= 0.14 1.26 10⁷= 1.764 10⁷ > N_FG=4 10⁶.

В этом случае K_FL=1. Аналогично и для всех колес и шестерен получим К_FL=1.

Для обоих колес

для шестерни второй ступени

Допускаемые контактные напряжения при кратко временной перегрузке – таблица 8.9 [4]. Предельные контактные напряжения

для колес обоих ступеней

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

Предельные напряжения изгиба

для обоих колес

для шестерни второй ступени

для шестерни первой ступени

3 Расчет тихоходной ступени

Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выполним по формуле:

(17)

где U_T- передаточное отношение второй ступени, U_T=1.5;

Е_пр- приведенный модуль упругости;

-коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

Т₂- крутящий момент на ведомом валу;

- коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряжений.

Условимся обозначать здесь и далее предварительно выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом- штрихом.

По рекомендации [4], согласно таблице 8.4 принимаем При этом по формуле

(18)

где - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

и по графику рисунка 8.15 [4] находим

Далее по формуле 8.3 [4] находим Е_пр=2.1 10⁵ Мпа. Ранее было найдено = 500 Мпа и Т₄=294.66 Н м.

В результате получаем

По ряду Rа 40 определяем и принимаем а₂=150 мм.

Находим b_w- ширину колеса второй ступени

(19)

По таблице 8.5 [4] принимаем и находим модуль по формуле

(20)

По таблице 8.1 [4] назначаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев

(21)

Число зубьев шестерни

(22)

Принимаем z₁ =26 .

Число зубьев колеса

Z₂ = - z₁ = 150 – 26 =124

Фактическое передаточное число

U₂ = (23)

При этом

Делительные диаметры шестерни и колеса

d₁ = z₁ m = 26 2 = 52 мм; (24)

d₂ = z₂ m = 124 2 = 248 мм. (25)

Выполняем проверочный расчет на усталость по контактным напряжениям

(26)

Предварительно определяем

(27)

Окружная скорость

(28)

По таблице 8.2 [4] назначаем девятую степень точности. По таблице 8.3 [4] K_HV=1.05. Ранее было найдено . При этом K_H=1.125 1.05 = 1.18.

По формуле (26), учитывая, что , находим

Процент расхождения

Расхождение не более 4%, поэтому ширину колес принимаем b_w=60 мм:

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(29)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

K_F – коэффициент расчетной нагрузки.

По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни Y_F1 =3.95; для колеса Y_F2 = 3.75.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае

Расчет выполняем по колесу

По графику (рисунок 8.15 [4]) =1.28. По таблице 8.3 [4] K_FV= 1.04. При этом K_F=1.04 1.28 = 1.33.

Далее определяем

(30)

По формуле (29)

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является контактная, а не изгибная прочность.

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку. По формуле 8.72 [4]

По формуле 8.73 [4]

Условия прочности соблюдаются.

4 Расчет быстроходной ступени

(31)

По рекомендациям к формуле (31 [4]) принимаем

(32)

(33)

Определяем геометрические параметры.

Углы делительных конусов определяем по формуле 8.36 [4]

(34)

Тогда

(35)

Деле расчет ведем по параметрам среднего сечения , в котором для круговых зубьев нормальный модуль принимаем из стандартного ряда:

По графику рис 8.36[4] и далее, .Округляем до целого значения

(36)

(37)

(38)

Округляем до стандартного и принимаем

Окончательно принимаем

(39)

(40)

Проверяем контактную прочность по формуле при .

(41)

Предварительно определяем

(42)

По таблице 8.2[4] назначаем 9 степень точности. По таблице 8.3 с понижением степени точности находим К_HV=1.01, К_FV=1.05. Получаем

К_Н=К_НβК_Нv=1.01 1.05=1.05 (43)

По формуле 41

(44)

Окончательно принимаем b=20 мм

Выполняем проверочный расчет по напряжениям изгиба

(45)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

K_F – коэффициент расчетной нагрузки.

По графику рисунок 8.20 [4] при х=0 находим для шестерни Y_F1 =3,97; для колеса Y_F2 = 3.75.

Расчет выполняем по тому из колес пары, у которого меньше отношение

В нашем случае

Расчет выполняем по колесу

По таблице 8.3 [4] K_FV= 1.04. При этом K_F=1.04 . По рекомендациям 8.9[4]

Далее определяем

(46)

По формуле (45)

Выполняем проверочный расчет на заданную перегрузку. По формуле 8.72 [4]

По формуле 8.73 [4]

Условия прочности соблюдаются.

5 Расчет на прочность валов и определение опорных реакций

Построение схемы нагружения зубчатых колес

Рисунок 2-Схема нагружения зубчатых колес коническо-цилиндрического редуктора и силы действующие в зацеплении

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 1,и эпюру крутящих моментов.

Рисунок 3-Расчетная схема ведущего вала и эпюра крутящих моментов

Определяем действующие на вал 1 силы:

окружная сила

(47)

Радиальная сила

(48)

Осевая сила

(49)

сила от несоосности валов

(50)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил F_м и F_t1, действующих на вал в вертикальной плоскости (рис 4).

Определяем опорные реакции:

(51)

(52)

Проверка: - реакции найдены верно.

Определяем наибольшие изгибающие моменты в опасных сечениях :

(53)

(54)

По результатам расчета строим эпюру изгибающих моментов от сил F_м и F_t1, действующих в вертикальной плоскости (рис 4).

Рисунок 4 - Эпюра изгибающих моментов от сил F_м и F_t1, действующих на вал 1 в вертикальной плоскости

Строим эпюру изгибающих моментов от сил F_r1 и F_a1, действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости (рис 5).

Определяем опорные реакции от силы F_r1:

(55)

(56)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в в сечениях:

(57)

Определяем опорные реакции от силы F_а1:

(58)

(59)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Наибольший изгибающие моменты в в сечениях:

(60)

Для построения суммарной эпюры изгибающих моментов в горизонтальной плоскости определяем суммарные моменты в сечениях:

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис5).

Рисунок 5 – Схема сил, действующих на вал 1 в горизонтальной плоскости

Определяем полный изгибающий момент:

(61)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах.

Реакции в опорах от сил F_r1,F_a1, действующих в горизонтальной плоскости :

(62)

Суммарная реакция в опорах от сил, действующих в горизонтальной и вертикальной плоскостях:

Опора А:

(63)

Опора В:

(64)

Продольные силы, действующие на вал:

(65)

Расчет промежуточного вала

Строим расчетную схему сил, действующих на вал 2 (рис.6).

Рисунок 6–Расчетная схема сил, действующих на промежуточный вал

Определяем силы , действующие в конической и цилиндрической парах:

На коническом колесе:

(66)

(67)

(68)

На цилиндрической шестерне:

(69)

(70)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил и F_t1, действующих на промежуточный вал в вертикальной плоскости (рис 7).

Определяем опорные реакции:

(71)

(72)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в характерных сечениях вала:

- в месте посадки шестерни

(73)

- в месте посадки зубчатого колеса

(74)

Строим эпюру изгибающих моментов от сил , действующих на промежуточный вал в горизонтальной плоскости (рис 7).

Определяем опорные реакции от силы :

(75)

(76)

Проверка: -

опорные реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в горизонтальной плоскости в характерных сечениях вала :

- в месте посадки шестерни

(77)

- в месте посадки зубчатого колеса

(78)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).

Определяем полный изгибающий момент:

(79)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис7).

Рисунок 7– Схема сил, действующих на промежуточный вал в вертикальной (а,б) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(в,г,е) и продольных сил (ж)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала С и D:

Опора C:

(80)

Опора D:

(81)

Продольные силы, действующие на вал:

(82)

Расчет промежуточного вала

Строим расчетную схему нагружения вала 3 в вертикальной и горизонтальных плоскостях (8).Силы, действующие на вал 3:

Строим эпюру изгибающих моментов ведомого вала в вертикальной плоскости от действия сил F_t3 и F_м (рис. 8).

Определяем опорные реакции:

(83)

(84)

Проверка:-реакции найдены верно.

Находим значения изгибающего момента в горизонтальной плоскости в месте посадки зубчатого колеса :

(85)

Строим эпюру изгибающих моментов промежуточного вала в вертикальной плоскости от действия сил F_t3и F_м (рис. 8).

Определяем опорные реакции:

(86)

(87)

Проверка: -реакции найдены верно.

Находим значения изгибающих моментов в вертикальной плоскости в характерных сечениях вала :

- в месте посадки подшипника Е:

(88)

- в месте посадки зубчатого колеса

(89)

Определяем полный изгибающий момент:

(90)

По результатам вычислений строим эпюру изгибающих моментов (рис8).

Рисунок 8– Схема сил, действующих на ведомый вал в вертикальной (а,б) и горизонтальной (д) плоскостях; эпюры изгибающих и крутящих моментов(в,г,е)

Для подбора подшипников качения определяем суммарные реакции в опорах вала E и F:

Проектирование привода ленточного конвеера