Проектирование привода ленточного транспортера
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального: Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла… Читать ещё >
Проектирование привода ленточного транспортера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
- 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА 2
- 1.1 Подбор электродвигателя 2
- 1.2 Разбивка передаточного отношения привода 3
- 1.3 Определение кинематических и силовых параметров на валах привода 4
- 2. Расчет зубчатой передачи 5
- 3. Расчет валов редуктора 11
- 3.1 Ориентировочный расчет 11
- 3.2 Эскизная компоновка I этап. 14
- 3.3 Определение усилий в зацеплениях 15
- 3.4 Определение реакций в опорах 16
- 3.5 Расчет подшипников 22
- 4. Описание принятой системы смазки и выбор марки масла 25
- 5. Проверочный расчет шпоночных соединений на срез и на смятие 27
- 5.1 Выбор материала шпонок 27
- 5.2 Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу 28
- 5.3 Расчет шпоночных соединений на тихоходном валу 28
- 5.4 Расчет шпоночных соединений под полумуфту 29
- 6. Описание процесса сборки редуктора 30
- 7. Подбор муфт 31
- СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 32
- ПРИЛОЖЕНИЯ 33
- СОДЕРЖАНИЕ 34
1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
Исходные данные к расчету:
Окружное усилие Ft = 4,0 кН;
Скорость ленты м/с.
Диаметр барабана мм
Число оборотов двигателя
Передаточное число открытой передачи
Схему привода смотри на рисунке 1.
Рисунок 1. Кинематическая схема привода.
1 — электродвигатель, 2 — ременная передача, 3 — редуктор, 4 — зубчатая муфта, 5 — приводной барабан конвейера
1.1 Подбор электродвигателя
Вычисляем требуемую мощность рабочей машины:
Определяем общий КПД:
где:
КПД открытой передачи (ременной) ;
КПД закрытой передачи (цилиндрической) ;
КПД подшипников ;
n — количество пар подшипников;
КПД муфты ;
m — количество муфт.
Требуемая мощность электродвигателя Выбираем двигатель:
Тип: 4АМ 132S4У3 ГОСТ 19 523–81
Мощность:
Частота вращения асинхронная:
1.2 Разбивка передаточного отношения привода
Определяем частоту вращения приводного вала
где D — диаметр барабана ленточного конвейера.
Находим общее передаточное число Разбивка передаточного числа Исходя из стандартных параметров передаточных отношений для цилиндрической закрытой передачи принимаем:
1.3. Определение кинематических и силовых параметров на валах привода
Вычисления параметров привода сведем в таблицу 1.
Таблица 1.
Параметр | Вал | Последовательное соединение элементов привода по кинематической схеме | |||
дв-оп-зп-м | |||||
Мощность Р, кВт | дв Б Т вых | Рдв=7,5 Р1=Рдво.п.пк=7,5· 0,98·0,99=7,27 Р2=Р1зппк=7,27· 0,98·0,99=7,06 Рвых=Р2мпс=7,06· 0,99·0,99=6,92 | |||
Частота враще-ния n, об/мин | Угловая скорость рад/с | дв Б Т вых | nном=1500 n1=nном/Uо.п.=1500/4,5=333,3 n2=n1/ Uз.п.=333,3/5,6=59,52 nвых=n2=59,52 | ном=nном/30=157 1=ном/ Uо.п.=157/4,5=34,9 2=1/ Uз.п.=34,9/5,6=6,23 вых=2 =6,23 | |
Вращающий момент Т, Нм | дв Б Т вых | Тдв=Рдв103/ном=7,5•103/157=47,77 Т1=ТдвUо.п.о.п.пк=47,77· 4,5·0,98·0,99=208,56 Т2=Т1Uз.пз.ппк=208,56· 5,6·0,98·0,99=1133,14 Твых=Т2мпс=1133,14· 0,99·0,99=1110,6 | |||
2. Расчет зубчатой передачи
Расчеты выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/
В качестве материала для шестерни выбираем сталь 45 с средней твердостью
H1 = 205НВ (нормализация).
Для колеса выбираем сталь 35 с средней твердостью H2 = 182НВ (нормализация).
Предварительное значение межосевого расстояния:
где К = 10 — коэффициент зависящий от поверхностной твердости колеса и шестерни (H1? 350, H2? 350)
Окружная скорость:
Найдем допускаемые контактные напряжения и :
где — предел контактной выносливости, — для Н? 350,
тогда для шестерни:
для колеса
— коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала, ;
— коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса
при условии
— число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;
— ресурс передачи.
В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших, поэтому при принимают .
Для длительно работающих быстроходных передач, следовательно,
— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем
— коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.
При H? 350 HB
Тогда принимаем
Допускаемые напряжения для цилиндрических передач равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса .
Для цилиндрических и конических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения вычисляются по формуле:
Допустимое напряжение для Стали 35 (нормализация)
Условие на выносливость по контактным напряжениям соблюдено.
Согласно ГОСТ 21 354–87 допускаемый запас прочности обеспечен:
Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:
где — для прямозубых передач,
— коэффициент ширины, зависящий от положения колес относительно опор.
Для колес расположенных консольно
— коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
где /1, табл.2.6/- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.
/1, табл.2.7/ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.
/1, табл.2.8/ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.
Тогда
Принимаем стандартное значение равное 340 мм
Предварительные основные размеры колеса:
Делительный диаметр:
Ширина колеса
Округляем в ближайшую сторону до стандартного значения
Ширина шестерни:
Максимально допустимый модуль передачи определяют из условия неподрезания зубьев у основания:
Принимаем стандартное значение модуля m = 6.
Минимальное значение модуля передачи определяют из условия прочности:
где — для прямозубых передач,
/1, табл.2.9/ - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.
— допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, выбирают наименьшее из и
где — предел выносливости, — для Н? 350,
тогда для шестерни:
для колеса
— коэффициент запаса прочности для зубчатых колес ;
(для длительно работающих передач) — коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса,
— коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.
— коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки
Тогда для шестерни:
для колеса
Подставляя найденные значение в формулу
Принимаем стандартное значение модуля m = 1.
Для дальнейших расчетов принимаем модуль находящийся в диапазоне mmin и mmax
т.е. m = 2
Суммарное число зубьев
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса внешнего зацепления:
Уточненные делительные диаметры шестерни и колеса находим по формулам:
Проверим межосевое расстояние передачи по зависимости:
мм
Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса определяем по зависимостям:
Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
Проверку выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/
в зубьях колеса
где (для прямозубых передач) — коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,
=1 — коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передачи:
— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,
— окружная сила
Тогда
в зубьях шестерни
— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений
Тогда
Условия напряжение изгиба соблюдаются.
Заметим, что запас прочности превышает 30%, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев.
3. Расчет валов редуктора
3.1 Ориентировочный расчет
Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.
Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.
Эскиз быстроходного вала см. на рисунке 2.
Быстроходный вал
Рисунок 2
Под полумуфту:
где — крутящий момент на быстроходном валу.
[ф]k = 15…20 МПа.
Принимаем по ГОСТ 6636–69
.
Принимаем .
Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
где t = 3,5 мм — высота заплечика /1, с.42/.
Принимаем по ГОСТ 6636–69
.
Принимаем
Под шестерню:
где r = 2,5 мм /1, с.42/.
Принимаем по ГОСТ 6636–69
— определим графически на эскизной компоновке.
Под подшипник:
Принимаем
Тихоходный вал
Эскиз тихоходного вала см. на рисунке 3.
Рисунок 3
Под элемент открытой передачи:
где — крутящий момент на быстроходном валу.
Принимаем по ГОСТ 6636–69
[ф]k = 15…20 МПа.
.
Принимаем .
Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:
где t = 4,6 мм /1, с.42/.
Принимаем по ГОСТ 6636–69
.
Принимаем .
Под колесо:
где r = 3,5 мм /1, с.42/.
Принимаем по ГОСТ 6636–69
— определим графически на эскизной компоновке.
Под подшипник:
Принимаем
3.2 Эскизная компоновка I этап.
1. Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.
2. Проводим оси проекций и осевые линии валов.
3. Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.
4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х =15 мм; такой же зазор предусматривается между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у = 4х (60 мм).
5. Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и l, полученных в проектном расчете валов.
6. На 2-й и 4-й ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам d, D, В.
На быстроходном валу — радиальные шариковые однорядные типа 209 по ГОСТ 8338–75.
На тихоходном валу — радиальные шариковые однорядные типа 316 по ГОСТ 8338–75.
d | D | В | r | Cr | Cor | ||
2,5 | 33,2 | 18,6 | |||||
3,5 | |||||||
7. Определяем расстояния lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.
Для радиальных подшипников точка приложения реакций лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала: .
8. Определяем точки приложения консольных сил:
Считаем, что в полумуфте точка приложения силы Fм находится в торцевой плоскости выходного конца быстроходного вала на расстоянии lм от точки приложения реакций смежного подшипника.
Сила давления цепной передачи Fоп принять приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии lоп от точки приложения реакции смежного подшипника.
9. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.3.3 Определение усилий в зацеплениях
T1=208,56 Hм — крутящий момент на тихоходном валу
T2=1133,14 Hм — крутящий момент на тихоходном валу Окружная сила на среднем диаметре колеса:
Радиальная сила на колесе, равная радиальной силе на шестерне:
где — стандартный угол, ;
Консольная нагрузка от шкива ременной передачи на быстроходном валу:
Консольная нагрузка от муфты на тихоходном валу:
3.4 Определение реакций в опорах
Эпюры быстроходного вала изображены на рисунке 4.
Рисунок 4
1) Вертикальная плоскость:
Проверка:
1 сечение.
2 сечение.
2) Горизонтальная плоскость:
Проверка:
1 сечение.
2 сечение.
3 сечение.
3) Строим эпюру суммарных моментов:
; ;
;
;
.
4) Определяем суммарные реакции опор:
Эпюры тихоходного вала изображены на рисунке 5.
Рисунок 5
Вертикальная плоскость:
Проверка:
1 сечение.
2 сечение.
Горизонтальная плоскость:
Проверка:
1 сечение.
2 сечение.
3 сечение.
3) Строим эпюру суммарных моментов:
;
;
;
;
.
Определяем суммарные реакции опор:
3.5 Расчет подшипников
На быстроходном валу устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338–75 (106). (см. рисунок 6)
Рисунок 6
Так как, то расчет подшипников будем производить по критерию динамической грузоподъемности.
1. Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
где ;
— коэффициент безопасности;
— при t < 100оС
2. Ресурс долговечности:
при 90% надежности;
для шарика для шарика
Долговечность обеспечена.
На тихоходном валу устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338–75 (315). (см. рисунок 7)
Рисунок 7
Так как, то расчет подшипников будем производить по критерию динамической грузоподъемности.
1. Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
где ;
— коэффициент безопасности;
— при t < 100оС
2. Ресурс долговечности:
при 90% надежности;
для шарика
для шарика
Долговечность обеспечена.
4. ОПИСАНИЕ ПРИНЯТОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И ВЫБОР МАРКИ МАСЛА
Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.
Смазывание зубчатого зацепления.
а) способ смазки:
Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до12,5 м/с.
б) выбор сорта масла:
Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях уН и фактической окружной скорости колес V.
уН =480МПа
V = 1,16 м/с По таблице определяем сорт масла: И-Г-А-68 ГОСТ 17 479.4−87
68-класс вязкости, И — индустриальное, Г — для гидравлических систем, А — масло без присадок в) определение уровня масла:
в цилиндрических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья колеса
2· m < hм < 0,25d2
2· 2 < hм < 0,25· 578 = 144,5
г) контроль уровня масла:
для наблюдения за уровнем масла, находящегося в корпусе редуктора выбираем жезловый маслоуказатель, т.к. он удобен для осмотра, его конструкция проста и достаточно надежна.
д) слив масла:
При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой (с цилиндрической резьбой).
е) отдушины:
При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.
5. Проверочный расчет шпоночных соединений на срез и на смятие
Подбор шпоночных соединений был выполнен в процессе 1-го этапа эскизной компоновки. Все шпонки призматические (ГОСТ 233 360−78) (см. рисунок 8)
Шпонка испытывает напряжение смятия боковых поверхностей (см) и напряжение среза (ср), которые и необходимо рассчитать. Расчет носит проверочный характер.
Рисунок 8
где Т — крутящий момент на валу, Нмм;
d — диаметр вала, мм;
t2 — глубина шпоночного паза cтупицы, мм;
lp — рабочая длина шпонки, мм; (за вычетом закруглений)
рис. 14
b — ширина шпонки, мм;
— допускаемое значение напряжения смятия боковых поверхностей шпонки.
— допускаемое значение напряжения среза.
5.1 Выбор материала шпонок
Для всех шпонок выбираем качественную углеродистую сталь марки 45.
Для шпонки из материала сталь 45 в соответствии при посадке с натягом
=130 200 МПа;
МПа;
5.2 Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу
Подбираем шпонку под шкив по диаметру вала d=38 мм по ГОСТ 23 360–78:
Шпонка 10 832 ГОСТ 23 360–78.
Т=208,56 Нмм
d=36 мм
h=8 мм
t2=3,3 мм
l=32 мм
;
МПа < МПа.
;
ср=45,26 МПа < [ср]=78 120 МПа;
Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.
5.3 Расчет шпоночных соединений на тихоходном валу
Подбираем шпонки под колесо по диаметру вала d=120 мм по ГОСТ 23 360–78 Шпонка 321 890 ГОСТ 23 360–78;
Т=1133,14 кН· мм
d=120 мм
h=18 мм
t2=5,4 мм
lp=90 мм
МПа;
МПа < МПа.
МПа;
ср=6,57 МПа < [ср]=78 120 МПа;
Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.
5.4 Расчет шпоночных соединений под полумуфту
Подбираем шпонки под полумуфту по диаметру вала d=67 мм по ГОСТ 23 360–78
Шпонка 201 270 ГОСТ 23 360–78;
Т=1133,14 кН· мм
d=67мм
h=12 мм
t2=4,9 мм
lp=70 мм
МПа;
МПа < МПа.
МПа;
ср=24,16 МПа < [ср]=78 120 МПа;
Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.
6. Описание процесса сборки редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:
— на ведущем валу устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80−1000С, взаимное расположение подшипников фиксируют установочной гайкой.
— в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого на ведомый вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.
Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.
Затем ввёртывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.
Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.
7. Подбор муфт
Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного и тихоходного валов редуктора применяем упругие втулочно-пальцевые муфты.
Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:
Тр = КрТ1? Т
При разработке компоновочного чертежа для соединения редуктора с двигателем ориентировочно была выбрана соединительная муфта:
Муфта упругая втулочно-пальцевая 500−42-I ГОСТ 21 424–93
Выполняем проверку выбранной муфты.
Муфта является пригодной при выполнении условия:
Тмуфт>Трасч•Kр, где
Тмуфт=500 Н•м, Трасч=Т1=208,56 Н•м,
Kр — коэффициент режима нагрузки, Kр=1,25
Тмуфт=500 Н•м >208,56•1,25=260,7 Н•м.
Условие выполняется, следовательно, выбранная муфта является пригодной.
1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. — 6-е изд., исп. — М.: Высш. шк., 2000. — 447 с., ил.
2. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. — Калининград: Янтар. сказ, 2002. — 454 с.: ил., черт. — Б. ц.