Привод подвесного конвейера
Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с. После подстановки в формулу (2.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте… Читать ещё >
Привод подвесного конвейера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
МИНОБРНАУКИ РОССИИ Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования
" Ухтинский государственный технический университет"
(УГТУ) филиал Ухтинского государственного технического университета в г. Усинске
(УФ УГТУ) ПРИВОД ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА Расчетные работы по теории механизмов и машин ТММ 21 РПР Преподаватель Е. И. Кейн Выполнил студент группы НГД12 (о)
Р.Х. Урманов
2014 г.
- Задание
- 1. Кинематический и силовой расчёт привода
- 1.1 Выбор асинхронного электродвигателя
- 1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
- 2. Расчёт косозубой передачи редуктора
- 2.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения
- 2.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной косозубой быстроходной передачи
- 2.3 Проверочный расчёт прочности зубьев быстроходной передачи
- 3. Расчёт клиноремённой передачи
- 3.1 Исходные данные для расчёта
- 3.2 Сечение ремня, диаметры шкивов
- 3.3 Межосевое расстояние, длина ремня
- После подстановки получаем
- 3.4 Количество ремней в передаче
- 3.5 Предварительное натяжение ремня, действующая нагрузка на валы, ширина шкивов
- 3.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня
- Литература
Задание
По заданию 1 и варианту 2 /1, с.13/ для привода подвесного конвейера по схеме рисунка 1. решить следующие задачи:
? выбрать асинхронный электродвигатель;
? вычислить скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;
? рассчитать косозубую цилиндрическую передачу редуктора;
? рассчитать клиноременную передачу.
1 — вал электродвигателя; 2 — вал ведущий редуктора; 3 — вал ведомый редуктора; 4 — вал конвейера; 5 — электродвигатель; 6, 7 — соответственно ведущий и ведомый шкивы клиноременной передачи; 8 — ремень клиновой; 9, 10 — соответственно ведущее и ведомое косозубые колёса редуктора; 11 — муфта компенсирующая; 12 — подшипники; 13 — корпус редуктора; 14, 15 — барабаны конвейера соответственно ведущий и ведомый; 16 — лента конвейера.
Рисунок 1.1 — Схема привода Мощность и частота вращения для выходного вала равны соответственно 1,8 кВт и 80 1/мин. Расчётный срок службы привода 36 000 часов. Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту электродвигателя. Привод нереверсивный.
привод подвесной конвейер редуктор
1. Кинематический и силовой расчёт привода
1.1 Выбор асинхронного электродвигателя
1.1.1 Требуемая мощность электродвигателя:
(1.1)
где — мощность для выходного вала, кВт;
— КПД привода.
(1.2)
где — соответственно КПД на маховике, ремённой, цилиндрической зубчатой передаче, на паре подшипников качения.
Руководствуясь рекомендациями /2, с.5/, принимаем = 0,96, = 0,97, = 0,99, = 0,99.
После подстановки численных значений параметров в формулы (1.1) и (1.2) получим КПД привода
и требуемую мощность электродвигателя
1.1.2 С учётом требуемой мощности кВт рассмотрим возможность выбора асинхронного двигателя серии 4А с мощностью кВт /2, с.390/. Для которого недогрузка составляет при допускаемой недогрузке 20%.
Для двигателей с мощностью 2,2 кВт рассчитаны следующие синхронные частоты вращения: 750, 1000, 1500, 3000 об/мин.
Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода, вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для ременной и цилиндрической зубчатой передачи соответственно /2, с.7/. После перемножения получим в результате .
При таком передаточном отношении привода и частоте вращения его выходного вала об/мин потребуется двигатель с частотой вращения об/мин.
1.1.3 Окончательно выбираем /2, с.390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4A100L6 со следующими параметрами:
мощность
синхронная частота вращения об/мин;
отношение пускового момента к номинальному Tп/Tн= 2,0
1.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач
Общее передаточное отношение привода при частоте вращения его входного вала
. (1.3)
Находим номинальную частоту
(1.4)
где s — скольжение при номинальной нагрузке в %, об/мин. — требуемая частота.
После подстановки численных значений параметров в формулу (2.2) получаем номинальную частоту двигателя
Расчёт по формуле (1.3) даёт .
Принимая = 2,5 находим
(1.5)
Подставляя значения, имеем
.
1.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
1.3.1 Частоты вращения валов: об/мин;
об/мин;
об/мин;
об/мин.
Находим различие полученной с изначальным значением где 80,02 — полученное значение, 80 — изначальное значение .
1.3.2 Угловые скорости валов:
рад/с;
рад/с;
рад/с;
рад/с.
1.3.3 Мощности на валах привода: кВт;
кВт;
кВт;
кВт.
Находим различие полученной c изначальным значением
где 1,79 — полученное значение, 1,8 — изначальное значение .
1.3.4 Моменты на валах привода:
Нм;
Нм;
Нм;
Нм.
1.3.5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя) .
Мощности двигателякВт соответствует номинальный момент
Нм. Отсюда
Нм Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности в
раза.
Исходя из этого соображения, получаем:
Нм;
Нм;
Нм;
Нм;
1.3.6 Результаты расчетов, выполненных в подразделе 1.3, сведены в таблице 1.1.
Таблица 1.1 — Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
№ вала по рис. 1.1 | об/мин | рад/с | кВт | Нм | Нм | |
99,33 | 1,98 | 19,93 | 44,29 | |||
379,5 | 39,73 | 1,88 | 47,32 | 114,05 | ||
80,02 | 8,38 | 1,81 | 215,9 | 479,29 | ||
80,02 | 8,38 | 1,79 | 213,6 | 474, 19 | ||
2. Расчёт косозубой передачи редуктора
2.1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения
2.1.1 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колёс назначаем дешевую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050–88. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием) материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства /2, с.34/:
Шестерня | Колесо | ||
Твердость | НВ 230…260 | НВ 200…225 | |
Предел текучести, не менее | 440 МПа | 400 МПа | |
Предел прочности, не менее | 750 МПа | 690 МПа | |
2.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчёте зубьев на выносливость в общем случае /2, с.33/
(2.1)
где — предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;
— коэффициент долговечности;
— коэффициент безопасности.
Для стальных колес с твердостью менее HB 350 /2, с.34/
. (2.2)
Коэффициент долговечности /2, с.33/
(2.3)
Гдебазовое число циклов;
— эквивалентное (действительное) число циклов перемены напряжений.
Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов /2, с.34/.
Эквивалентное (действительное) число циклов /3, с.184/
(2.4)
Гдечисло зубчатых колёс, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;
— частота вращения этого колеса, об/мин;
— срок службы передачи в часах.
Для шестерни и для колеса, об/мин, об/мин,
Расчёт по формуле (2.4) даёт для шестерни и колеса соответственно
.
Без вычислений по формуле (2.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колёс окажется меньше единицы, так как и. В таком случае следует принимать /2, с.33/.
Если взять коэффициент безопасности /2, с.33/, то расчёт по формулам (2.1) и (2.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно
МПа,
МПа.
В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчёте на выносливость /2, с.35/
(2.5)
при соблюдении условия
Где исоответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (2.1), МПа;
— меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (2.5), МПа.
Расчёт по формуле (2.5) даёт для быстроходной пары МПа. Условие выполняется, так как
.
2.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из нормализованной, улучшенной и объёмно закалённой стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле /3, с.187/:
(2.6)
При МПа (минимальное значение для колеса по пункту 2.1.1)
МПа.
2.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляются по формуле /3, с. 190/
, (2.7)
где
— предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствующий базовому числу циклов;
— коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;
— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья (в случае реверсивной передачи);
— допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности)
По рекомендации /2, с.43…45/ берем:
для нормализованных и улучшенных сталей НВ;
при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, ;
для стальных поковок и штамповок при твёрдости менее НВ 350 .
Коэффициент долговечности /3, с. 191/
(2.8)
Где-показатель корня;
— базовое число циклов;
— эквивалентное (действительное) число циклов.
Для колёс с твёрдостью зубьев до НВ 350 величина равна соответственно 6. Для всех сталей принимается .
Для обоих колёс имеет те же численные значения, что и (см. пункт 2.1.2). Оба эти значения (для шестерни —, для колеса —) больше .
Поэтому принимается коэффициент долговечности /3, с. 191, 192/.
Расчёт по формуле (2.7) даёт соответственно для шестерни и колеса
2.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки при твёрдости менее НВ 350 /3, с. 193/
. (2.9)
Расчёт по этой формуле с учетом характеристик материала (см. пункт 2.1.1) даёт для шестерни и колеса соответственно
МПа, МПа.
2.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной косозубой быстроходной передачи
Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с.32/
(2.10)
Где — коэффициент, равный 43 для косозубых колес соответственно;
iз — передаточное число зубчатой пары;
— момент на колесе (на большем из колес), Нм;
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
— допускаемое контактное напряжение, МПа;
— коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
Передаточное число, а момент Нм (см. раздел 1). Допускаемое напряжение МПа вычислено в пункте 2.1.1.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию возьмём по рекомендации /2, с.33/, рассматривая пока быстроходную передачу как сплошную шевронную, т. е. как неразделённую.
Каждое из колёс разделённой передачи расположено несимметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно /2, с.32/.
В итоге расчёт по формуле (2.10) даёт Межосевое расстояние округляем до стандартного значения мм /2, с.36/. Нормальный модуль /2, с.36/ мм. Из стандартного ряда модулей /2, с.36/ берем мм. Назначим предварительно угол наклона /2, с.37/. Тогда число зубьев шестерни
.
Примем, тогда число зубьев колеса Фактическое передаточное отношении, т. е. не отличается от принятого ранее в подразделе 1.2.
Уточненное значение
.
Оно соответствует
При обработке шестерни с числом зубьев подрезание зубьев исключается, так как условие неподрезания (2, с.38) соблюдено, что видно без расчёта.
Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно
мм, мм.
Правильность вычислений подтверждается проверкой:
мм.
Диаметры вершин зубьев
мм, мм.
Диаметры впадин зубьев
мм, мм.
Быстроходная ступень рассчитывается как нераздвоенная, поэтому расчётная суммарная ширина ее двух колёс
мм.
Ширина колеса равна .
Шестерню возьмём шире колеса на 5 мм. Таким образом, ширина шестерни мм. Примем Коэффициент ширины шестерни по диаметру .
2.3 Проверочный расчёт прочности зубьев быстроходной передачи
2.3.1 Расчётное контактное напряжение для косозубых цилиндрических передач /2, с.31/
(2.11)
где — коэффициент нагрузки;
— ширина колеса расчётная (наименьшая).
Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.
Окружная скорость колёс
м/с.
При такой скорости назначаем восьмую степень точности /2, с.32/.
Коэффициент нагрузки /2, с.32/ при проверочном расчёте на контактную прочность
(2.12)
где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (по ширине венца);
— коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (динамический коэффициент).
По рекомендациям /2, с. 39, 40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:
при окружной скорости м/с и восьмой степени точности;
при значении коэффициента, твердости зубьев менее НВ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор;
при окружной скорости м/с, восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.
Расчёт по формуле (2.12) даёт .
Расчёт по формуле (2.11) даёт
МПа < МПа.
Условие прочности выполняется, недогрузка. Она объясняется увеличением первоначально вычисленного межосевого расстояния 139,35 до стандартного 140 мм, а также тем, что уточненное значение оказалось меньше ранее ориентировочно выбранного .
2.3.2 Расчет зубьев на контактную прочность по формуле (2.11) при кратковременных перегрузках моментом Нм (см. раздел 1) даёт
МПа < МПа.
2.3.3 Напряжения изгиба зубьев косозубых цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2, с.46/
(2.13)
Где — окружная сила, Н;
— коэффициент нагрузки;
— коэффициент формы зуба;
— коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы, что и для прямых;
— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
— ширина колеса, находящаяся в зацеплении (минимальная), мм;
— модуль нормальный, мм.
В зацеплении колес быстроходной передачи действуют следующие силы /2, с.158/:
окружная адиальная осевая Коэффициент нагрузки /2, с.42/
(2.14)
где — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;
— коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (коэффициент динамичности).
Примем /2, с.43/ с учётом, что твёрдость колёс менее НВ 350, коэффициент, а каждое из колёс расположено несимметрично относительно опор.
Назначим, учитывая дополнительно, что окружная скорость м/с < 3 м/с, а степень точности принята восьмая.
Тогда по формуле (3.14)
.
Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией /2, с.47/, возьмем .
Коэффициент определим по формуле /2, с.46/
.
(Здесь — вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в град.)
Коэффициент формы зуба для косозубых колёс зависит от эквивалентного числа зубьев /2, с.46/, которое составляет для шестерни
для колеса
Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с.42/, .
Подстановка подготовленных численных значений в формулу (2.13) дает для шестерни и колеса соответственно Это значительно меньше вычисленных в пункте 2.1.4 допускаемых напряжений МПа и МПа.
2.3.4 Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (2.13), куда вместо окружной силы, рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках
Н.
После подстановки в формулу (2.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 2.1 допускаемых напряжений МПа и МПа.
2.3.5 Геометрические параметры колес быстроходной зубчатой передачи, обоснованные в результате расчётов, сведены в таблицу 2.1.
Таблица 2.1 — Геометрические параметры колёс быстроходной зубчатой передачи
Параметры | Шестерня | Колесо | |
Межосевое расстояние, мм | |||
Нормальный модуль, мм | 2,5 | 2,5 | |
Угол наклона зубьев, град | 13°42' | 13°42' | |
Число зубьев | |||
Направление зубьев | правое | левое | |
Делительные диаметры, мм | 48,81 | 231,2 | |
Диаметры вершин зубьев, мм | 53,81 | 236,2 | |
Диаметры впадин зубьев, мм | 42,56 | 224,95 | |
Ширина венцов колес, мм | |||
3. Расчёт клиноремённой передачи
3.1 Исходные данные для расчёта
Из раздела 1 заимствуются следующие данные:
передаваемая мощность кВт;
частота вращения ведущего шкива об/мин;
передаточное отношение ;
момент на ведущем шкиве Нм.
Относительное скольжение ремня возьмём по рекомендации /3, с.131/.
3.2 Сечение ремня, диаметры шкивов
В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности выбираем по номограмме /2, с.134/ клиновой ремень сечения Б.
Ориентировочно диаметр меньшего шкива /2, с.130/
По рекомендациям /2, с.132/ принимаем
Диаметр большего шкива /2, с.120/
Принимаем стандартную величину мм /2, с.133/, при которой фактическое передаточное отношение. Оно меньше принятого первоначально. Расхождение составляет, что, однако, меньше допускаемых обычно 3%. Окончательно принимаем диаметры шкивов мм, мм.
3.3 Межосевое расстояние, длина ремня
Литература
рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале /2, с.130/
(3.1)
где — высота сечения ремня в мм.
Для ремня типа Б мм /2, с.131/.
Расчёт по формулам (6.1) даёт
Примем: мм.
Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчётная длина ремня /2, с.121/
Ближайшая стандартная длина ремня мм /2, с.131/. Соответствующее уточнённое межосевое расстояние /2, с.130/
(3.2)
где .
После подстановки получаем
мм.
3.4 Количество ремней в передаче
Количество ремней вычисляется по формуле /2, с.135/
(3.3)
где — мощность, передаваемая ремённой передачей, кВт;
— коэффициент режима работы;
— мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, кВт;
— коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
— коэффициент, учитывающий влияние угла охвата меньшего шкива;
— коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.
Передаваемая мощность кВт (см. пункт 1.1.1).
Коэффициент режима работы при двухсменной работе и кратковременных перегрузках, составляющих 200% от номинальной нагрузки /2, с.136/.
Мощность, передаваемая одним ремнем, кВт для мм, об/мин и /2, с.132/.
Коэффициент для ремня с сечением Б и длиной мм /2, с.135/.
Коэффициент принят в предположении, что число ремней составит 2 — 3.
Для выбора коэффициента найдем сначала угол охвата меньшего шкива /2, с.130/
.
При таком значении следует принять /2, с.135/.
Расчёт по формуле (3.3) даёт
Окончательно принимаем число ремней .
3.5 Предварительное натяжение ремня, действующая нагрузка на валы, ширина шкивов
3.5.1 Предварительное натяжение ветвей одного клинового ремня вычисляется по формуле /2, с.136/
(3.4)
где — скорость ремня, м/с;
— коэффициент, учитывающий влияние центробежной силы.
Скорость ремня м/с. Значение принимаем по рекомендации /2, с.136/.
Расчёт по формуле (3.4) даёт
3.5.2 Нагрузка от натяжения всех ремней, действующая на валы /2, с.136/,
3.5.3 Ширина обода шкива /2, с.138/ в миллиметрах
, (3.5)
где — расстояние между канавками на ободе, мм;
— расстояния от середины крайних канавок до краёв обода, мм.
Расчёт по формуле (3.5) при мм и мм дает
3.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня
Предварительное натяжение ремня при сборке передачи и во время ее эксплуатации контролируют обычно не непосредственно, а косвенно, измеряя стрелу прогиба ремня под определенной нагрузкой, приложенной перпендикулярно к ремню в середине ветви, как показано на рисунке 3.1.
Зависимость между, и для передачи по схеме рисунка 3.1 выражается формулой /4, с.131/
(3.6)
где — модуль упругости ремня, Н/мм2;
— площадь сечения ремня, мм2.
Зададимся стрелой прогиба мм /4, с.133/. Для ремня типа Б величина Н /4, с.134/.
Рисунок 3.1 — Иллюстрация контроля предварительного натяжения ремня По формуле (3.6) после ее преобразования вычислим Окончательно принимаем мм,
1. Жингаровский, А. Н. Задания на расчётные работы по теории механизмов и машин [Текст]: метод. указания /А.Н. Жингаровский, Е. И. Кейн, М. Н. Коновалов. — Ухта: УГТУ, 2008. — 37 с., ил.
2. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов / С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.
3. Гузенков П. Г. Детали машин: Учеб. пособие для студентов втузов / П. Г. Гузенков — 3-е изд., перераб. и доп. — М.: Высш. школа, 1982. — 351 с.
4. Жингаровский, А. Н. Изучение механических передач [Текст]: учеб. пособие /А.Н. Жингаровский, Е. И. Кейн, Е. Л. Суровцев. — 3-е изд., испр. — Ухта: УГТУ, 2007. — 164 с.: ил.