Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый)

Тема проекта: Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый) Исходные данные:

1. Окружное усилие на барабане F=3000 Н

2.Скорость ленты хл=1,6 м/с

3. Диаметр барабана Dб=390 мм

4. Срок службы n=7 лет при работе в 2 смены (по 8 часов) Схема задания:

Рисунок 1 Кинематическая схема привода

Ленточный транспортер (рис.1) предназначен для перемещения массовых или штучных грузов непрерывным потоком. Он состоит из приводного барабана, натяжного барабана, охватывающей их ленты, поддерживающих роликов, привода, натяжного устройства и рамы.

Привод включает электродвигатель 1, одноступенчатый цилиндрический редуктор 3, соединительную муфту 2, цепную передачу 4 .

Согласно графику нагрузки (рис. 2) режим работы транспортера — нестационарный. Реверсирования привода не требуется.

Транспортер установлен в помещении, условия работы — нормальные (t=20єC).

Масштаб выпуска привода — единичный: основной способ получения заготовок корпусных деталей — сварка; зубчатых колеспрокат или поковка.

Циклограмма нагружения:

1. Выбор электродвигателя привод ленточный конвейер редуктор Для выбора электродвигателя определяем КПД привода, требуемую мощность и частоту вращения.

Общий КПД привода:

— КПД цепной передачи;

— КПД цилиндрической зубчатой передачи;

— муфта;

— пара подшипников вала барабана Потребляемая мощность (кВт) привода определяется по формуле:

Где — эквивалентный вращающий момент, Нм;

— коэффициент переменного режима нагружения

— номинальный длительный момент, равный моменту на валу барабана Табличное: P=5,5кВт; n1=2850 об/мин; n2=1430 об/мин; n3=960 об/мин; n4=715 об/мин Предварительно вычисляем частоту вращения приводного вала:

где Dб — диаметр, мм После выбора частоты вращения определяем общее передаточное число:

Uобщ = Uред Uред = nвх/nвых

U1 = 2850/78,4 = 36,3

U2 = 1430/78,4 = 18,2

U3 = 960/78,4 = 12,2

U4 = 715/78,4= 9,1

Принимаем Uред = 5

2. Расчёт зубчатых колёс Материал зубчатых колес В целях унификации для всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543–71, имеющую широкое применение в редукторостроении при отсутствии жестких требований к габаритам и массе, при V < 10 м/с и относительно невысокой стоимости.

Производство — единичное.

Для повышения нагрузочной способности и лучшей прирабатываемости рекомендуется иметь высокий перепад твердостей:

Н1т — Н2т > 100НВ назначаем [2,c.4] для колеса — улучшение, для шестерни — закалку ТВЧ.

Механические характеристики материала [2,c.6] приведены в табл.1

Вычисляем вращающий момент:

Угловая скорость колеса щ = 8,2с-1;

Время работы передачи Lh = 10 765ч Таблица 1

2.1 Выбор материала и ТО

Сталь 40Х

Колесо — улучшение; НВ 235…262

Шестерня — улучшение и закалка ТВЧ; HRC 45…50

2.2 Допускаемые напряжения

Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рис.2) к эквивалентному постоянному [2,c.9]

(1.10)

где — Тmax — номинальный момент — наибольший из длительно действующих (число циклов N > 5 · 104) по циклограмме нагружения

т показатель степени отношения моментов:

при расчете на контактную выносливость тH = qH /2 (qH — показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость);

для зубчатых передач qH = 6;

при расчете на выносливость при изгибе тF = qF /2 (qF — показатель степени кривой усталости при расчете на изгиб);

для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой, и зубчатых колес со шлифованной передней поверхностью независимо от твердости и термообработки зубьев qF = 6;

мн=13*0,5+0,53*0,25+(-0,5)3*0,25=0,5

мF=16*0,5+0,56*0,25+(-0,5)6*0,25=0,508

Суммарное число циклов напряжений:

(1.11)

где — n = n1 для шестерни, n = n2 для колеса;

с = 1 — число зацеплений зуба за один оборот;

Lh = 365 · 24 · kr kc Lr = 365 · 24 · 0,3 · 0,6 · 7 = 11 037ч, — ресурс передачи в часах

где — kr = 0,3 — коэффициент годового использования;

— kc = 0,6 — коэффициент суточного использования;

— Lr = 7 — срок службы в годах;

Эквивалентное число циклов напряжений:

при расчете на контактную выносливость — NHE =мH · NУ ;

при расчете на выносливость при изгибе — NFE =мF · NУ ;

Базовое число циклов напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:

(1.12)

где — средняя твердость зубьев;

Число циклов перемены напряжений:

Для колеса: N2 =573щ2Lh = 573*8,2*10 765 = 5*106

Для шестерни: N1 = U*N2 = 9*5*106 = 45*106

Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости:

Для колеса: HBср = 285; Nho2 = 16*106

Для шестерни: HRCср = 47,5; Nho1 = 71*106

По ГОСТ 21 354–87 коэффициент расчетной нагрузки представляется в виде:

К = КА · КV · К в · К б, (1.18)

где — КА — коэффициент внешней динамической нагрузки. КА = 1 (внешние динамические нагрузки учтены в циклограмме нагружения).

К Н V- - коэффициент внутренней динамической нагрузки. Значения КV выбираются по [2,с.18,табл.4.3] в зависимости от точности передачи, твердости и наклона зубьев, окружной скорости.

Приближенно значение окружной скорости [2,с.16]:

м/с (1.19)

n1 — частота вращения шестерни (табл.1.4);

Т2 — номинальный момент на колесе (табл.1.4), Н· м;

СV — коэффициент, определяемый по [2,с.17,табл.4.1]

— коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию [2,с16−17]

u — передаточное число ступени (табл.1.4);

К Нв — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. По методике МГТУ им. Баумана [2,с.39]:

(H2 < 350, V < 15 м/с, — колеса прирабатывающиеся)

КНв=1+(-1)*КНW, (1.20)

где — - начальное значение КНв до приработки зубьев. Выбирается в зависимости от твердости зубьев, схемы передачи [2,c.39] и коэффициента шbd ,

для быстроходной ступени схема передачи — 3 [2,с.39];

для тихоходной ступени схема передачи — 8 [2,с.39];

шbd = 0,5 · шbа · (u+1)

КНW =0,46 — коэффициент приработки зубьев [2,c.17];

К Нб — коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2,с.20, рис. 4.3]

Результаты расчета коэффициентов приведены в табл.2

Таблица 2

Коэффициент долговечности:

Колеса:

Шестерни:

Допустимые контактные напряжения и напряжения соответствующие числу циклов NHO = 4*106

Колеса:

Шестерни:

Полагая, что модуль передачи мм:

· Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, с учётом времени работы передачи:

Колеса:

Шестерни:

· Среднее допускаемое контактное напряжение:

· Окончательно принимаем:

2.3 Межосевое расстояние

Принимаем ша = 0,315, тогда шd = 0,5ша (U+1) = 0,5*0,315(5+1) = 0,943; KHх = 1,01

Округляя до стандартного значения, принимаем бw = 160 мм.

2.4 Предварительные размеры

Делительный диаметр:

Ширина:

Ширину колеса после вычислений округляем в ближайшую сторону до стандартного числа b2 = 50 мм.

2.5 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяется из условия неподрезания зубьев у основания.

Принимаем Km= 2,8*103

Модуль передачи:

Принимаем: m=1,5 мм.

2.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

· Минимальный угол наклона зубьев

Для шевронной передачи. Принимаем

· Суммарное число зубьев

Округляя, принимаем zУ = 164

· Действительное значение угла наклона зубьев

cosв = cos39,8 = 0,768

tgв = tg39,8 = 0,833

2.7 Число зубьев шестерни и колеса

Шестерня:

Значение z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.

Колесо: z2 = zУ — z1 = 164 — 28 = 136

2.8 Фактическое передаточное число

Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 3%.

2.9 Диаметры колёс

· Делительные диаметры:

шестерни:

колеса:

· Диаметры окружностей вершин и впадин:

шестерни:

колеса:

2.10 Пригодность заготовки колёс

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры Dзаг, Сзаг, Sзаг заготовок колёс не превышали предельно допустимых значений Dпр =125мм, Sпр =80мм.

Условие выполняется.

2.11 Силы в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

Для стандартного угла б = 200 tgб = 0,364

Осевая:

2.12 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

· Окружная скорость колеса:

Степень точности передачи 8. КFб = 1,0.

Значение коэффициента Yв, учитывающего угол наклона зуба в шевронной передаче, вычисляют по формуле (в в градусах), при условии :

Коэффициенты: КFв = 1,3; KFV = 1,02; YF2 = 3,61; YF1 = 3,81

· Расчётное напряжение изгиба:

Колеса:

Что меньше [у]F2 = 256*106 Па.

Шестерни:

Что меньше [у]F1 = 370*106 Па.

Прочность на изгиб зубьев обеспечена.

2.13 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям

KHб = 1,4; KHв = 1,4; KHV = 1,1

U = 5; Ft = 3940 H; d1 = 55 мм; b2 = 50 мм

Расчётное значение контактного напряжения:

Что меньше [у]H = 823*106 Па.

Значение диаметров валов редуктора определяем по формуле:

[ф] = 40 H/мм2; Тк = 524Нм = 524 000Нмм; Тш = Тк / U = 524 000 / 5 = 104 800Нмм

Принимаем dk = 40 мм

Принимаем dш = 24 мм

3. Расчёт валов

3.1 Расчёт тихоходного вала на прочность

Определяем реакции опор Ra, Rв.

Проверка:

Строим эпюры:

Mz1 = -RA*Z1 = 2453*Z1

0 < Z1 < 0,049

Mz2 = RB*Z2 = 3188*Z2

0 < Z2 < 0,049

Определяем реакции опор, .

УMA = 0

УMB = 0

Проверка:

++Ft = 0

— 1970 — 1970 + 3940 = 0

Строим эпюры:

Mz1 = -*Z1 = -1970*Z1

0 < Z1 < 0,049

Mz2 = *Z2 = -1970*Z2

0 < Z2 < 0,049

3.2 Расчёт быстроходного вала на выносливость

Определяем реакции опор RA, RB.

УMA = 0

УMB = 0

Проверка:

RA + RB + Fr = 0

— 101 + 836 — 735 =0

Строим эпюры:

Mz1 = *Z1 = 101*Z1

0 < Z1 < 0,049

Mz2 = *Z2 = 836*Z2

0 < Z2 < 0,049

Определяем реакции опор, .

УMA = 0

УMB = 0

Проверка:

R’A + R’B + Fr = 0

1970 + 1970 — 3940 =0

Строим эпюры:

Mz1 = *Z1 = 1970*Z1

0 < Z1 < 0,049

Mz2 = *Z2 = 1970*Z2

0 < Z2 < 0,049

4. Динамический расчёт подшипников

Для шариковых P=10/3

Приведённая расчётная нагрузка:

P=(XVFr+YFo)KуKt

Kу=1,25 Kt=1

4.1 Расчёт подшипников для быстроходного вала

Fa=3282H n=715об/мин d=24мм C=35200H e=0.37 Y=1.62

S1=0.83eFr1=0.83*0.37*1973=606H

S2=0.83eFr2=0.83*0.37*2140=657H

Считаем приведённую нагрузку:

P1=(1*1*2009)*1.25*1=2511H

P2=(0.4*1*2257+1.62*1571)*1.25*1=4309H

4.2 Расчёт подшипников для тихоходного вала

Fa=3282H n=143 об/мин d=40мм C=35200H e=0.37 Y=1.62

S1=0.83eFr1=0.83*0.37*3146=966H

S2=0.83eFr2=0.83*0.37*3748=1151H

Считаем приведённую нагрузку:

P1=(0,4*1*2012+1.62*1789)*1,25*1=4628H

P2=(1*1*2720)*1.25*1=3400H

5. Расчёт шпоночных соединений

lp=l-b=50−10=40мм Т=524Нм

K=h-t1=10−5=5мм

[усм] = ут/[S] => [S] = 2 ут = 650МПа

[усм] = 325МПа

6. Подбор масла

Окружная скорость колёс:

Контактное напряжение:

ун = 823МПа

Выбираем по справочнику масло сорта:

Индустриальное И-50А, вязкостью 50*10−6 м2/с

7.Технический проект

7.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала на выносливость

Опасное сечение вала (см. п. 2.7) — под зубчатым колесом Z 2.

Коэффициент безопасности вала на выносливость [8,c.171]

S =, (3.1)

где Sб — коэффициент безопасности по нормальным напряжениям изгиба: цикл симметричный, Rб = -1, уm = 0, уa = уmax ;

Sб =; (3.2)

St — коэффициент безопасности по касательным напряжениям кручения: цикл отнулевой, Rф = 0, фm = фa = 0.5 фmax;

Sф = (3.3)

В формулах (3,2) и (3,3) :

а) у-1, ф-1 — пределы выносливости при симметричном цикле:

для стали 45 (улучшение) [3,c.6] ув = 890 МПа, у-1 = 0,45 · ув = 0,45· 890 = 400МПа ;

ф-1 = 0,6 · у-1 = 0,6· 400 = 240 МПа ;

б)Kуф, KфD — коэффициенты запаса прочности вала [8,c.171] :

Kуф =(+K—1)/Kу ;

KфD = (+K-1)/Kу ;

где Kу, Kфэффективные коэффициенты концентрации напряжений еу, ефмасштабные факторы;

K, K — коэффициенты шероховатости поверхности ,

K =K;

Kу — коэффициент упрочнения.

Концентраторы напряжений в опасном сечении вала :

посадка 50 Н7/р6

Согласно [9,c.71] тип посадки 1, Kу /еу = 4.28 (d = 50 мм, ув = 900МПа); Kф / еф = 3,07 ;

шпоночный паз (шпонка 14×9×36)

Согласно [9,c.69,рис.4,13 — средняя прямая] Kу = 2.12; Kф =2.05

Согласно [9,c.67, рис. 4,10] еу = еф =0,79.

Тогда Kу /еу = 2,12/0,79 = 2,68;; Kф / еу = 2,05/0,79 = 2,59

Так как Kу /еу и Kф / еф от посадки больше, чем от шпоночного паза, то в дальнейшем расчете учитываем; Kф / еу = 4,28 и Kф / еф = 3,07 от посадки.

Согласно [9,c.73,табл.4,3] K = K; при Rz = 6.3мкм и ув = 890 МПа

K = K= 1,15.

Упрочнение поверхности вала отсутствует: Ку = 1,0.

Тогда Kуф = (4,28 +1,15 -1)/ 1 = 4,43

KфD = (3,07+1,15 — 1)/1 = 3,22

в) уmax =M/Wнетто — напряжение изгиба;

фmax =T/Wp неттонапряжение кручения,

Wнетто =,

Wp нетто = .

моменты сопротивления сечения «нетто», т. е. за вычетом шпоночного паза

Wнетто =

Wp нетто

уmax ==16,5 МПа; фmax = = 26,2МПа .

г)KLу, KLф — коэффициенты долговечности:

KLу = KLф =, где [8,c.171] базовое число циклов для валов N0 = 4· 106; m = 6 — для улучшенных валов ;

NE = KE · N? — эквивалентное число циклов перемены напряжений;

коэффициент приведения согласно графику нагрузки и m = 6

KE = (0.3· 16 + 0.7· 0.66) = 0.333 (см. п.1.2.2);

N= 24,7· 106 — для тихоходного вала (см. табл.1.6);

NE = 0,333· 24,7·106 =8,23· 106.

Так как NE > N0, то принимаем KLу = KLф = 1,0 .

д)ф — коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла: [8,c.171] ф = 0.15

Подставляя данные в формулы (3.2),(3.3), получим

Sу = 1· 400/4,43·16,5 = 5,47;

Sф = 2 · 240/(3,22/1 + 0,15)· 28.2 = 5.05 .

По формуле (3,1):

S = 5.47· 5.05/= 3.71 > [S] =1.5−2.

Выносливость вала в опасном сечении обеспечивается.

7.2 Проверка прочности болтов крепления редуктора к раме

Схема нагружения редуктора и нагрузка на наиболее нагруженный болт на рис. 3.1.

7.2.1 Определяем координаты центра тяжести (рис. 3.2), из чертежа редуктора, и основные геометрические размеры:

l1 = 158 мм

l2 = 88 мм

lx = 150 мм

ly = 63 мм

lz = 135 мм

l3 = 180 мм

7.2.2 Приводим нагрузку к центру тяжести (рис. 3.2)

1.Fx = 0

2.Fy = Fbx =2639 H

3.Fz =Fby =3139 H

4.Tz = Fbx· lx =470.8 Нм

5.Mx =TБ — ТТ — Fby· ly + Fbx· lz = 4,9−250−2639 · 0,063 +3139 · 0,135 = 12.4Нм

6.Му=Fby· lx = 2639· 0.15 = 396 Нм Стык работает на сдвиг (Fy, Тz) и на отрыв (Fz, Mx, My).Число болтов—-4.

7.2.3 Соединение под действием сдвигающей нагрузки (рис. 3.2).

Считаем, что сила Fy распределена по болтам равномерно

FFy =

Нагрузка от момента Тz:

FT max=

гдерасстояние до наиболее удаленного болта;

— расстояние до i-го болта

FT max=Н

Сдвигающая сила, H:

Fсдв===1097

7.2.4Условия надежности:

Ff Fсдв где Ffсила трения Потребная сила затяжки болтов для предотвращения сдвига :

Fзат 1 =

где К = 1,5; i =1 -число плоскостей стыка; f =0.2 -коэффициент трения на стыке.

Fзат 1 =Н

7.2.5 Соединение под действием отрывающей нагрузки (рис. 3.3)

Сила от момента :

FM max=

lmax-расстояние до наиболее удаленного болта

m-число болтов в одном ряду

n-число болтов с одной стороны оси симметрии

FMx=

FMy=

Внешняя отрывающая сила в зоне первого болта:

F= FFy+ FMx+ FMy= 1804H

Потребная сила затяжки из условия нераскрытия стыка:

Fзат2=

где

k=2 — коэффициент запаса сцепления по не раскрытию стыка

=0,2 — коэффициент внешней нагрузки Аст — площадь стыка; Аст = 2а· в =42 840 мм2.

Wст-момент сопротивления стыка

WСТх=; WСТy=

IСТх=4[]=454· 106 мм4

ICТy ==308· 106 мм4.

WCTx=;

WCty=

Fзат==3842Н

Fзат 1 =9012 Н; Fзат 2 =3842Н. Принимаем Fзат =9012Н.

7.2.6 Расчетная нагрузка на болт

Fб=1,3 Fзат +· F = 1.3· 9012+0.2·1804=12 076.4 H

При проектировании конструктивно по рекомендациям практики [8,c. ]принимаем болт М16. Определим напряжения возникающие в данном болте:

.

[S]=-допустимый коэффициент безопасности без контроля затяжки; К=1-для нелегированных сталей.

[S]=

C1=13.835 (для Мl6);

; т=3,9· 80=312;

Класс прочности болта т312 МПа. Приемлемый класс прочности 6,6; 5,8.

Список используемой литературы

1. П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»

2. Д. Н. Решетов «Детали машин: Атлас конструкций»

3. С. Н. Ничипорчик «Детали машин в примерах и задачах»

4. В. Н. Кудрявцев «Курсовое проектирование деталей машин»

5. С. А. Чернавский «Проектирование механических передач»

6. Методические указания: