Привод пластинчатого конвейера

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

1. Кинематическая схема привода пластинчатого конвейера

1 — электродвигатель; 2 — муфта; 3 — редуктор; 4 — цепная передача; 5 — тяговые звездочки; I — вал быстроходный; II, III — валы промежуточные; IV — вал быстроходный; V — вал приводной

2. Выбор электродвигателя

2. 1 Мощность привода

=*/103=3200*0,8/103=2,56 кВт

где, кВт — потребляемая мощность привода (выходная мощность);

=3,2 кН — окружная сила (на 2-х звездочках);

=0,8 м/с — скорость настила.

2. 2 Общий коэффициент полезного действия привода

=з2м*з2цил *з4подш=0,9852*0,994*0,972=0,88,

где

зм=0,985 — КПД муфты

зцил=0,97 — КПД цилиндров

зподш=0,99 — КПД опоры вала

2. 3 Мощность электродвигателя (требуемая)

кВт

где, кВт — требуемая мощность электродвигателя;

=2,56 кВт — потребляемая мощность привода;

=0,88 — общий коэффициент полезного действия привода;

P'эл. дв =2,56/0,88=2,9 кВт

2. 4 Частота вращения приводного вала

Nвал=V*6*104/рб =0,8*6*104/3,14*355=43

где , — частота вращения приводного вала;

=0,8 м/с — скорость настила;

Дб =355 мм — диаметр барабана.

2. 5 Частота вращения вала электродвигателя

где , — предварительное значение частоты вращения вала электродвигателя;

=7,085 — частота вращения приводного вала;

=94,09 — рекомендуемое значение передаточного числа редуктора;

=2,25 — рекомендуемое значение передаточного числа цепной передачи;

2. 6 Выбор электродвигателя по каталогу

Принимаем электродвигатель АИР 80А4 с характеристиками: номинальная мощность Р=1,1 кВт, частота вращения вала n=1395, диаметр вала dэ=22 мм, длина выходного конца вала l1 =60 мм.

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

3.1 Общее передаточное число привода

где =1395 — частота вращения вала электродвигателя;

=7,085 — частота вращения приводного вала.

3.2 Разбивка общего передаточного числа по ступеням

,

где — передаточное число редуктора;

— передаточное число цепной передачи;

Передаточное число цепной передачи:

Передаточное число редуктора:

Передаточное число тихоходной ступени:

Передаточное число промежуточной ступени:

Передаточное число быстроходной ступени:

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

4.1 Мощности на валах

;

;

;

;

.

где — мощности на валах редуктора;

— коэффициенты полезного действия.

4.2 Частоты вращения валов

;

;

;

;

;

где — частоты вращения валов;

— передаточные числа.

4.3 Крутящие моменты на валах привода

;

;

;

где — крутящие моменты на валах.

Результаты расчетов сведем в таблицу

Вал

Мощность

Частота вращения

Крутящий момент

1

1,078

1395

7,406

2

1,046

257,074

38,858

3

1,014

59,785

161,975

4

0,948

15,942

589,462

5

0,925

7,085

1246,824

5. Расчет ступеней редуктора

5. 1 Быстроходная ступень

5.1. 1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо:

Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

, ,

.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

,.

Частота вращения вала колеса:.

Ресурс передачи:.

Передаточное число:.

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному

пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при

действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница и, то расчетное

допускаемое напряжение:

МПа

или МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т. е. МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5.1. 2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

.

,;

,;

;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

;

.

Коэффициенты нагрузки:

5. 1. 3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: Н/м.

Частота вращения вала шестерни:.

Передаточное число ступени:.

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Принимаем =90 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

.

3) Рабочая ширина шестерни:

.

4) Модуль передачи:

;

;

;

;

.

Принимаем.

5) Минимальный угол наклона зубьев:

;

.

6) Суммарное число зубьев:

.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

.

8) Число зубьев шестерни:

;

;

.

9) Число зубьев колеса:

.

10) Фактическое передаточное число:

.

Ошибка передаточного числа:

.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

;

.

12) Диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни.

Толщина сечения обода колеса

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:.

Радиальная сила:.

Осевая сила:.

5. 2 Промежуточная ступень

5.2. 1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо:

Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

, ,

.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

,.

Частота вращения вала колеса:.

Ресурс передачи:.

Передаточное число:.

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница и, то расчетное

допускаемое напряжение:

МПа

или МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т. е. МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5. 2.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

.

,;

,;

;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

;

.

Коэффициенты нагрузки:

5. 2.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: Н/м.

Частота вращения вала шестерни:.

Передаточное число ступени:.

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Принимаем =125 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

.

3) Рабочая ширина шестерни:

.

4) Модуль передачи:

;

;

;

;

.

Принимаем.

5) Минимальный угол наклона зубьев:

;

.

6) Суммарное число зубьев:

.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

.

8) Число зубьев шестерни:

;

;

.

9) Число зубьев колеса:

.

10) Фактическое передаточное число:

.

Ошибка передаточного числа:

.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

;

.

12) Диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни.

Толщина сечения обода колеса

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:.

Радиальная сила:.

Осевая сила:.

5. 3 Тихоходная ступень

5.3. 1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо:

Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

, ,

.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

,.

Частота вращения вала колеса:.

Ресурс передачи:.

Передаточное число:.

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:

4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница и, то расчетное допускаемое напряжение:

МПа

или МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т. е. МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5. 3.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

.

,;

,;

;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

;

.

Коэффициенты нагрузки:

5. 3.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: Н/м.

Частота вращения вала шестерни:.

Передаточное число ступени:.

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Принимаем =160 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

.

3) Рабочая ширина шестерни:

.

4) Модуль передачи:

;

;

;

;

.

Принимаем.

5) Минимальный угол наклона зубьев:

;

.

6) Суммарное число зубьев:

.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

.

8) Число зубьев шестерни:

;

;

.

9) Число зубьев колеса:

.

10) Фактическое передаточное число:

.

Ошибка передаточного числа:

.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

;

.

12) Диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни.

Толщина сечения обода колеса

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила:.

Радиальная сила:.

Осевая сила:.

6. Определение диаметров участков валов

6.1. Для быстроходного вала 1

Принимаем:

По d выбираем t=1,5 и r=1,5

Принимаем:

Принимаем:

6.2. Для промежуточного вала 2

Принимаем:

По dк выбираем f=1 и r=2

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

6.3 Для промежуточного вала 3

Принимаем:

По dк выбираем f=1,2 и r=2,5

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

6. 4 Для тихоходного вала 4

Принимаем:

По d выбираем t=3,5 и r=2,5

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

7. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Т4=589,5 Н•м — крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n4=15,94 мин-1 — частота вращения ведущей звездочки;

U=2,25 — передаточное число цепной передачи.

7.1 Выбор цепи

Назначим двухрядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительное значение шага цепи:

По стандарту выбираем цепь:

2ПР — 25,4−11 340; значение А=256 мм2

7.2 Назначение основных параметров

а) Рекомендуемое число зубьев звездочки:

Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа:

б) Межосевое расстояние:

примем, что а = 30•Р = 30•25,4 = 762 мм.

в) Наклон передачи примем меньше 60°.

г) Смазывание цепи нерегулярное.

7.3 Определение давления в шарнире

Найдем значение коэффициента КЭ, учитывающего условия эксплуатации цепи

КЭ = Кд• КА • КН• Крег •Ксм • Креж =1•1•1•1•1,5•1,45=2,175

Где:

Кд =1 — нагрузка без толчков и ударов;

КА=1 — оптимальное межосевое расстояние;

КН=1 — наклон передачи менее 60°;

Крег=1 — передача с нерегулируемым натяжением цепи;

Ксм=1,5 — смазывание цепи нерегулярное;

Креж =1 — работа в три смены.

Окружная сила, передаваемая цепью:

.

Давление в шарнире двухрядной цепи (mp=1,7):

.

[у]=40 MПа — допускаемое давление в шарнире

7. 4 Число зубьев ведомой звездочки

Z2 =UZ1 =2, 25 •23=51.

7. 5 Уточнение передаточного числа

7. 6 Частота вращения ведомой звездочки

.

7. 7 Делительный диаметр ведущей звездочки

.

7. 8 Делительный диаметр ведомой звездочки

.

7. 9 Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

.

7. 10 Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

.

7. 11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

.

Принимаем.

7. 11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

.

Принимаем.

7. 13 Потребное число звеньев цепи

Принимаем.

7. 14 Уточненное межосевое расстояние

7. 15 Окончательное значение межосевого расстояния

;

;

.

7. 16 Нагрузка на валы звездочек

.

8. Выбор и расчет предохранительного устройства

В качестве предохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимся элементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфту расположим на приводном валу.

Для определения величины расчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:

;

Примем

Тогда

По таблице определяем стандартное значение усилия среза.

Этому значению соответствует штифт диаметром.

Предусмотрим в конструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.

Определим диаметр, на котором будут расположены штифты:

Отсюда.

9. Выбор подшипников

Для быстроходного вала I редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии № 305 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

— диаметр внутреннего кольца;

— диаметр наружного кольца;

— ширина подшипника;

— динамическая грузоподъёмность;

— статическая грузоподъёмность;

— предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: — радиальная сила;

— осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Для промежуточного вала II редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии № 306 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

— диаметр внутреннего кольца;

— диаметр наружного кольца;

— ширина подшипника;

— динамическая грузоподъёмность;

— статическая грузоподъёмность;

— предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: — радиальная сила;

— осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Для промежуточного вала III редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии № 308 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

— диаметр внутреннего кольца;

— диаметр наружного кольца;

— ширина подшипника;

— динамическая грузоподъёмность;

— статическая грузоподъёмность;

— предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: — радиальная сила;

— осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Для тихоходного вала IV редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии № 311 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

— диаметр внутреннего кольца;

— диаметр наружного кольца;

— ширина подшипника;

— динамическая грузоподъёмность;

— статическая грузоподъёмность;

— предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: — радиальная сила;

— осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферические шарикоподшипники ГОСТ 5720–75.

Для них имеем:

— диаметр внутреннего кольца подшипника;

— диаметр наружного кольца подшипника;

— ширина подшипника;

— динамическая грузоподъёмность;

— статическая грузоподъёмность;

— коэффициент осевого нагружения;

— предельная частота вращения при пластичном смазочном материале.

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

10. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности

Рассчитываем подшипники тихоходного вала. Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии № 311 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

— диаметр внутреннего кольца;

— диаметр наружного кольца;

— ширина подшипника;

— динамическая грузоподъёмность;

— статическая грузоподъёмность;

— предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: — радиальная сила;

— осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы:.

Найдём:

— коэффициент безопасности

— температурный коэффициент

— коэффициент вращения

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определим.

Находим.

Определим

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=1,99.

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Определим ресурс принятого подшипника:

или

, что удовлетворяет требованиям.

11. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала редуктора

11. 1 Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок

Проводим расчет тихоходного вала.

Действующие силы и моменты от колеса:

— окружная сила;

— осевая сила;

— радиальная сила;

— крутящий момент.

От звездочки:

— горизонтальная составляющая,

— вертикальная составляющая.

Расчетная схема по чертежу тихоходного вала

.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1.:, отсюда находим

, что.

2., ,. Получаем, что.

Выполним проверку:, ,

,. Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3., ,

, получаем, что.

4., ,

, отсюда.

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:, , ,

— верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:

,

.

11. 2 Проверка вала на усталостную выносливость

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса сопротивления усталости, значение которого можно принять. При этом должно выполняться условие:, где

и — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): — временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и — пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.

Здесь:

Определим запас сопротивления усталости по изгибу:

Определим запас сопротивления усталости по кручению:

Найдём расчётное значение коэффициента запаса сопротивления усталости:

— условие выполняется.

11. 3 Проверка вала на статические перегрузки

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок.

Определим эквивалентное напряжение

,

где;

;

.

Тогда.

11.4 Расчет вала на жесткость

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба.

В связи с этим определим прогиб вала под колесом, используя готовую расчетную схему и формулу:

,

где;

;

;

;

;

;

;

Тогда.

12. Выбор и расчет шпоночных соединений

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23 360–78.

Для промежуточного вала II:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 12×8×22.

Для промежуточного вала III:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 14×9×36.

Для тихоходного вала IV:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем две шпонки 14×9×70.

Для приводного вала V:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 14×9×125 и две шпонки 14×9×63.

13. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. 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.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.

Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20 799–88.

И — индустриальное,

Г — для гидравлических систем,

А — масло без присадок,

68 — класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываются тем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.

Объем масла V=5 литров.

Список литературы

М.Н. Иванов, В. Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.

П.Ф. Дунаев, О. П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2007.

Д.Н. Решетов — Детали машин. Атлас конструкций.

М.: «Машиностроение», 1970.

4. Д. Н. Решетов — Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой