Проектирование привода конвейера

1. Выбор электродвигателя

1.1 Выбор электродвигателя

Требуемую мощность электродвигателя определяют по формуле:

где P_пр — мощность на приводном валу, з_пр.-КПД привода.

P_пр = 7 кВт. (согласно заданию).

з_пр. = з_1* з_2*з₃…;

з_1, з_2,з₃ — КПД отдельных элементов привода.

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

Принимаем з_рем = 0.95 — КПД клиноременной передачи;

з_ред. = 0.97 — КПД конического редуктора;

з_муф. = 0.98 — КПД муфты компенсирующей.

Тогда общий КПД привода: з_пр. = з_цеп* з_ред.*з_муф. = 0.95*0.97*0.98 = 0.9

Требуемая мощность электродвигателя:

Электродвигатель должен иметь мощность

По ГОСТ 19 523– — 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.

n_пр. = 300 об/мин. — частота вращения приводного вала (согласно заданию).

Принимаем передаточные числа:

u_ред = 2.5 — передаточное число конической передачи;

u_рем. = 2.0 — передаточное число ременной передачи.

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

Принимаем стандартный электродвигатель АИР 312М4. При этом стандартная частота двигателя n_дв. = 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:

u_пр. = u_1.*u_2.

В нашем случае u_пр. = u_ред *u_рем,

Сохраняя принятые значения u_ред = 2.5. Назначим передаточное отношение гибкой связи u_рем. = u_пр/u_ред = 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 = n_э.д/ u_рем.= 1460 /1.96 = 745 об/мин.

Частота вращения на выходном (тихоходном) валу редуктора_.:

n_2. =n₁/ u_ред = 745/ 2.5= 298 мм/об.

Крутящий момент на приводном валу:

Т_пр. = Т₂ = 9550*Р_пр./n_2. = 9550*7/298 = 224 Н*м.

Крутящий момент на входном валу:

Т_1. = Т₂/(u_кон*з_кон.) = 224/(2.5*0.97) = 92.5 Н*м.

Крутящий момент на валу электродвигателя:

Т_вх. = Т₁/(u_рем*з_рем.) = 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 = 10 000 час; n₁=1460 об/мин; u_ред =2.5 — передаточное число конической передачи; n_2. = 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 у_Hlimb — предел выносливости по контактным напряжениям.

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

S_H = 1.1 — коэффициент запаса.

K_HL — коэффициент долговечности:

Где N_но — базовое число циклов;

N_но1 = 30*НВ^2.4 = 30 * 270^2.4 = 20.5*10⁶

N_не1 — эквивалентное число циклов нагружения:

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

T_i/T₁ — относительное значение крутящего момента на i-той степени графика нагрузки; t_i/t-относительная продолжительность действия крутящего момента на i-той степени графика нагрузки.

N_не1 = 60*1460*10 000*(1³*0.7+0.6³*0.3) = 670*10⁶

Так как N_не1>N_но1, то K_HL1 = 1.0

[у_H]₁ = 610*1.0/1.1 = 555 Мпа.

Определяем допустимые контактные напряжения для колеса:

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

S_H = 1.1 — коэффициент запаса.

=496*10⁶/3.0 = 165*10⁶

Так как N_не2>N_но2, то K_HL2 = 1.0

[у_H]₂ = 570*1.0/1.1 = 518МПа.

Расчётное значение допускаемых контактных напряжений:

[у_H]_р= 0.5*([у_H1]+[у_H2]) = 0.5*(555+518) = 537 МПа.

[у_H]_р? 1.25*[у_H]_min

537 МПа< 1.25*518 = 647.5 МПа.

Допускаемые контактные напряжения при перегрузке:

[у_H]_max = 2.8*у_т1 = 2.8*550 = 1540 МПа.

2.3 Допускаемые изгибные напряжения

Определяем допустимые изгибные напряжения для шестерни:

Где у_Flimb1 — предел выносливости:

у_{F lim b1} = 1.8*НВ₁ = 1.8*270 = 490 МПа.

S_F1 = 1.75 — коэффициент запаса;

K_FC1 = 1.0 — если нереверсивная передача.

N_FO = 4*10⁶ — для всех сталей.

N_FE1 = 60*1460*10 000*(1⁶*0.7+0.6⁶*0.3) = 62.5*10⁶

Так как N_FE1>N_FO, то K_FL = 1.0

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

Определяем допустимые изгибные напряжения для колеса:

у_{F lim b2} = 1.8*НВ₂ = 1.8*250 = 450 МПа.

S_F1 = 1.75 — коэффициент запаса;

K_FC1 = 1.0 если нереверсируемая передача.

N_FO = 4*10⁶ — для всех сталей.

=62.5*10⁶/2.5 = 25*10⁶

Так как N_FE2>N_FO, то K_FL = 1.0

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

Допускаемые изгибные напряжения при перегрузке:

[у_F]_max = 0.8*у_т2 = 0.8*700 = 560 МПа.

3. Расчёт конической прямозубой передачи

Исходные данные:

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

3.1 Проектный расчёт конической прямозубой передачи

Проектный расчёт выполняем по ГОСТ 21 354–75 в следующей последовательности.

1. Диаметр внешней делительной окружности колеса d_е2 при K_be = 0.285

K_Hв = 1.5 — коэффициент, учитывающий концентрацию нагрузки при консольном расположении шестерни.

— =0.85 — эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Тогда ,

Принимаем d_е2 = 250 мм.

При d_е2 = 250 мм и u_ред = 2.5 имеем по ГОСТ 12 289–72 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

u_ф = Z₂/Z₁ = 48/19 = 2.52

Относительная погрешность Д = (u_ф — 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:

d_e1 = m_te*z₁ = 5. 2*19 = 98,8 мм.

6. Внешнее конусное расстояние:

7. Уточняем коэффициент ширины зубчатого венца:

K_be = b₂/R_e = 38/134.22 = 0.283.

Он находится в рекомендуемых стандартом пределах:

0.25? K_be = 0.3.

8. Среднее конусное расстояние:

R_m = R_e -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:

d_m1 = m_nm * z₁ = 4.46*19 = 84.8 мм.

d_m2 = m_nm * z₂ = 4.46*48 = 214.1 мм.

3.2 Проверочный расчёт конической прямозубой передачи

Проверочный расчёт выполняем по ГОСТ 21 354–75 в следующей последовательности.

Проверка передачи на контактную выносливость зубьев.

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

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

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

v₂ = (р*d_m2*n₂)/60 = (р*0.214*298)/60 = 3.39 м/с.

E_пр — 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^-ю степень точности, как наиболее распространённую в редукторостроении.

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

— =0.85 — эмпирический коэффициент для прямозубых конических колёс.

Таким образом, значение контактных напряжений:

у_Н = 508.15 МПа< [у_H]_min= [у_H]₂ = 518 МПа.

Недогрузка передачи составляет:

Проверка передачи на изгибную выносливость зубьев.

1. Условие работоспособности на изгиб для зубьев колеса:

И для зубьев шестерни:

д_F1 = д_F2*Y_F1/Y_F2? [у_F]₁

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

K_Fв = 1+1.5*(1.04−1) = 1.06.

3. K_Fv= 1.15 — коэффициент динамичности нагрузки при расчётах на изгиб.

4. Коэффициент формы зуба Y_F1 и Y_F2 определяют по таблицам при эквивалентном числе зубьев:

Z_v1 = Z₁/cosд₁, Z_v2 = Z₂/cosд₂,

В нашем случае при: x₁ = x₂ = 0,

При этом Z_v1 = 19/cos22.9? = 20.6, Y_F1=4.07;

Z_v2 = 48/cos (90?-22.9?) =123.4, Y_F2= 3.65.

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

Значения напряжений изгиба зубьев колеса и шестерни соответственно:

И для зубьев шестерни:

д_F1 = д_F2*Y_F1/Y_F2? = 115.3*4.07/3.65 = 128.7МПа «[у_F]₁ = 260 МПа.

3.3 Геометрические параметры зацепления

Расчёт геометрических размеров внешнего зацепления производится по ГОСТ 16 532–70.

Для рассчитываемой передачи имеем следующие данные:

m_n = 2.5 мм; u_ф = 2.52 мм; b₂ = 38 мм; dе₁ = 98.8 мм; dе₂ = 250 мм;

dm₁ = 84.8 мм; dm₂ = 214.1 мм; m_te = 5.2 мм; R_e = 134.22; R_m = 115.22.

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

Исходный контур по ГОСТ 13 754–81 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); u_рем. = 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:

b_p = 14 мм, h = 10.5 мм, b_o = 17 мм, y_o = 4 мм, F₁ = 1.38 см², d_p.min = 125 мм.

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

3. Диаметр большего шкива: d_p2 = d_p1*u*(1-е) = 125*1.96*(1−0.02) = 240 мм.

е = 0.02 — коэффициент скольжения прорезиненного ремня.

Согласно ГОСТ 17 383–73 принимаем d_p2 = 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 (d_p1 + d_p2) + h? a? 2 (d_p1 + d_p2),

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:

a_min = a — 0.01*L = 502−0.01*1600 = 486 мм.

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

a_max = 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 L_o = 2240 мм.

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

11. Коэффициент длины C_L = 0.92.

12. Исходная мощность при d_p1 = 125 мм и v = 9.6 м/с N_o = 2.26 кВт.

13. Коэффициент угла обхвата Сб = 0.95

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

15. Поправка к мощности ДN_и = 0.0001* ДТ_и* n₁ = 0.0001*2.9*1460 = 0.42 кВт.

16. Коэффициент режима работы при указанной нагрузке С_р = 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: C_z = 0.9.

20. Действительное число ремней z'= z/ C_z = 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:

l_p = 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:

d_e1 = d_p1 + 2b = 125 + 2*4.2 = 133.2 мм.

d_e2 = d_p2 + 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:

Т_р.м. = К*Т_м,

где Т_м — номинальный момент на муфте; Т_м = 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 Т_р.м. = 1.56 * 224 = 349.44 Н*м.

Из упругих компенсирующих муфт наибольшее распространение получили муфты упругие втулочно-пальцевые типа МУВП по ГОСТ 21 424– — 93.

2. Определяем силу

F_р.м. = (0.2…0.3)* F_t.м.,

где F_t.м. — окружная сила на муфте, F_t.м. = 2*Т/d_p; здесь Т — крутящий момент на валу, Т = Т₂ = 224 Н*м, d_p — расчётный диаметр, м.

Выбираем муфту: Муфта упругая втулочно — пальцевая 250−40−1У3 ГОСТ 21 424–93.

Для выбранной муфты d_p = D_o = 100 мм.

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

Принимаем F_р.м. = 1120 Н.

3. Проверяем возможность посадки муфты на вал.

Определяем расчётный диаметр вала в месте посадки муфты:

где М_экв. — эквивалентный момент, Н*м .

Лист

Здесь М — суммарный изгибающий момент,

М_гор. и М_верт. = 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.

М_гор. = 0, М_верт. = 0.5*F_r.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, d_м. = 1.1* d _р._м. = 1.1*33.6 = 37 мм.

Эта величина меньше посадочного диаметра муфты d_м = 40 мм.

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

привод редуктор деталь конвейер

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.