Проектирование ленточного конвейера

Задание:

Спроектировать привод ленточного конвейера, включающий электродвигателя асинхронный обдуваемый закрытый  серии АИР исполнения IM 1081, компенсирующую муфту, одноступенчатый однопоточный редуктор с цилиндрическими косозубыми колесами внешнего зацепления, валы в горизонтальной плоскости, клиноременную передачу.

 

Исходные данные:

Мощность на рабочей машине

Частота вращения приводного вала рабочей машины

Срок службы привода

Коэффициент годового использования

Коэффициент суточного использования

 

Представить следующие материалы:

 

Текстовые:

расчетно-пояснительная записка на формате A4

 

Графические:

компоновка редуктора на формате A2 (М 1:1)

рабочие чертежи двух деталей на формате А3 (М 1:1)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

Введение

1. Кинематическая схема  привода …………………………………………………………..5                                                                                 

2. Выбор двигателя, кинематический  и силовой расчет привода…………………………6

3. Расчет закрытой зубчатой передачи………………………………………………………7

4. Расчет открытой передачи…………………………………………………………………13

5. Предварительный расчет  валов………………………………………………………..…..16

6. Конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса………………………...…………..17

7. Проверка шпоночных соединений………………………………………………………...18

8. Проверка долговечности  подшипников…………………………………………………...19

9. Проверочный расчет валов………………………………………………………………….22

10. Смазка редуктора и  смазочные устройства………………………………………………26

11. Выбор муфт…………………………………………....……………………………………26

Список литературы......................................................................................................................28

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

Редуктор - механизм, служащий для уменьшения частоты вращения и увеличения вращающего момента. Редуктор законченный механизм, соединяемый с двигателем и рабочей машиной муфтой или другими разъемными устройствами. Редуктор состоит из корпуса (литого чугуна или стального сварного). В корпусе редуктора размещены зубчатые или червячные передачи, неподвижно закрепленные на валах. Валы опираются на подшипники, размещенные в гнездах корпуса; в основном используют подшипники качения. Тип редуктора определяется составом передач, порядком их размещения в направлении от быстроходного вала к тихоходному и положением осей зубчатых коле в пространстве.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим. Принцип действия зубчатой передачи основан на зацеплении пары зубчатых колес. Достоинством зубчатых передач является: высокий КПД, постоянство передаточного отношения и широкий диапазон мощностей.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Рис 1. Кинематическая схема привода

1. Электродвигатель

2. Ведущий шкив

3. Ведомый шкив

4. Шестерня

5. Колесо

6. Компенсирующая муфта

7. Приводная станция рабочей  машины

8. Натяжная станция рабочей  машины

I. Вал двигателя

II. Входной вал редуктора

III. Выходной вал редуктора

IV. Приводной вал рабочей машины

V. Натяжной вал рабочей машины

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Выбор двигателя, кинематический и силовой расчеты привода

1. Расчет КПД привода.

 

где  - КПД зубчатой передачи;

- КПД подшипников качения;

            - КПД муфты;

- КПД ременной передачи; , таблица 1.1 [3].

 

2. Расчет потребляемой мощности  электродвигателя.

 

 

Выбираем мощность двигателя

n, об/мин	типоразмер	S, %		, об/мин	u
3000	100S2	3,3	2,0	2901	20,72
1500	100L4	4,7	2,0	1430	10,21
1000	112MB6	5,1	2,0	949	6,78
750	132S8	4,1	1,8	719	5,13

 

3. Расчет уменьшающей частоты  вращения валов двигателя за  счет трения

            

 

 

        

 

4. Скорость вращения тихоходного вала  

 

 

Согласно рассчитанным данным выбираем по каталогу электродвигатель 100L4 трехфазный, короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения 1500 об/мин.

5. Передаточное число редуктора

 

где – передаточное число клиноременной передачи;

       – передаточное число редуктора;

 

6. Расчет угловой скорости

 

 

 

 

7. Расчет вращающего момента  на валу электродвигателя

 

 

 

8. Расчет вращающего момента  на быстроходном валу редуктора

 

 

9. Расчет вращающего момента  на выходном валу редуктора

 

 

10. Частоты вращения валов

 

 

 

 

3. Расчет закрытой передачи

1. Расчет зубчатых колес редуктора

Для колеса и шестерни выбираем материал сталь 40Х, вид термообработки – улучшение. Твердость поверхности шестерни: 260…300 HB1 (среднее 280 HB); колеса: 230…260 HB2 (среднее 245 HB).

2. Расчет допускаемых контактов  напряжения для зубьев шестерни  и колеса

 

где - предельное контактное напряжение, зависит от термообработки. При HB<350

SH = 1,1 – коэффициент безопасности запаса прочности

 

 

3. Срок службы редуктора 

 

где a – срок службы в годах;

       – коэффициент годового использования;

       – коэффициент суточного использования;

 

4. Число циклов нагружения зубьев  колеса (эквивалентное число циклов)

 

где – число зацеплений зуба за один оборот колеса

 

 

 

5. Базовое эквивалентное число  циклов

 

где - коэффициент эквивалентности

 

 

6. Базовое число циклов перемены  напряжений

 

 

 

 

 

7. Коэффициент долговечности

 

 

 

принимаем

 

 

 

принимаем

8. Допускаемое контактное напряжение

 

 

Из двух значений рассчитанного допускаемого контактного напряжения в дальнейшем для косозубых цилиндрических передач, у которых зубья шестерни значительно тверже зубьев колеса за расчетное принимаем:

 

где – меньшее из значений и

 

 

 

9. Допускаемые напряжения изгиба

 

где  – предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба

       – коэффициент запаса прочности; [3] (для стали с видом           термообработки – улучшение).

       – коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения    

              нагрузки;

       - коэффициент долговечности

 

 

где – базовое число циклов; - для всех сталей

 – эквивалентное  число циклов

При переменных режимах нагрузки определяют по формуле:

 

 

 

 

Подставляем в формулу:

 

 

 

 

Значения и принимаем равными 1.

Предел выносливости назначаем по эмпирическим зависимостям в зависимости от вида термообработки

 

где - среднее значение твердости материала

 

 

Для шестерни:

 

Для колеса:

 

Допускаемые напряжения изгиба:

 

 

10. Проектный расчет зубчатой  передачи

 

              где 

                   - относительная ширина колес;

                    – коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта

              Коэффициент неравномерности нагрузки  по длине контакта  выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в [1];       

 

              Принимаем  (ГОСТ 2185-66) [1]

11. Определение модуля передачи

Ширина венца зубчатого колеса:

 

 

Принимаем

 Ширина  венца шестерни:

 

 

Предварительно принимаем:

           а) угол наклона зуба ;

           б) число зубьев шестерни 

 

 

 

Определяем максимальный модуль зацепления:

 

 

Оптимальный модуль зацепления:

 

 

Номинальный модуль зацепления:

 

Суммарное число зубьев передачи:

 

 

       Округляем  до 

 Угол наклона  зуба:

 

 

 

Число зубьев шестерни:

 

 

 

Число зубьев колеса:

 

 

Действительное передаточное число:

 

 

 

 

 

 

 

12. Основные геометрические размеры  шестерни и колеса

Определяем делительный диаметр

Для шестерни:

 

 

Для колеса:

 

 

 

Определяем диаметры вершин зубьев

Для шестерни:

 

 

Для колеса:

 

 

Определяем диаметр впадин

Для шестерни:

 

где ; .

 

Для колеса:

 

 

Определяем высоту зуба

 

 

Определяем ширину венца шестерни и колеса

Рабочая ширина венца колеса:

Рабочая ширина венца шестерни:

Проверяем величину межосевого расстояния

 

13. Проверка контактной выносливости  рабочей поверхности зубьев колес

 

где – вращающий момент на быстроходном валу редуктора

     - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

     – коэффициент внутренней динамической нагрузки

     - приведенный модуль упругости;

     - начальный диаметр колеса

     – рабочая ширина зубчатого венца колеса

Величину вращающего момента  определим по формуле: 

 

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в [1]:  .

Для определения коэффициента внутренней динамической нагрузки необходимо рассчитать окружную скорость в зацеплении

 

 

В зависимости от значения по таблице, приведенной в [1], назначаем класс точности передачи – 8. Затем определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки .

 

Допускаемое контактное напряжение , т.е. неравенство не соблюдается .

В результате проверки выявилась существенная перегрузка >10 % , то с целью более полного использования возможностей материалов зубчатых колес возможна корректировка рабочей ширины зубчатого венца по формуле:

 

 

Принимаем .

 

14. Проверка прочности зубьев  по напряжениям изгиба

 

где – окружное усилие в зацеплении колес;

        – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контакта;

               – коэффициент внутренней динамической нагрузки;

               -  коэффициент формы зуба.

1) Окружное усилие в зацеплении колес определяем по формуле:

 

 

2) Радиальное  усилие в зацеплении колес  определяем по формуле:

 

 

3) Осевое усилие  в зацеплении колес определяем  по формуле:

 

 

 

Коэффициент неравномерности нагрузки по длине контакта выбирают в соответствии с расположением колес относительно опор и твердостью рабочих поверхностей зубьев колес по графику, приведенному в [1]; .

В зависимости от значения окружной скорости по таблице, приведенной в [1], назначаем степень точности передачи – 8. Затем определяем коэффициент внутренней динамической нагрузки .

 

 

 

 

 

 

 

  -  коэффициент формы зуба; определяем по таблице 4.7 [2].

 

 

 

 

 

 

 

Допускаемые напряжения изгиба: ; , неравенство соблюдается.

 

 

4. Расчет открытой передачи

Мощность , .

Выбираем клиновой ремень нормального сечения А;

вращающий момент 15...60 Н·м; .

1. Расчет диаметра ведущего шкива

 

Принимаем . 

2. Расчет диаметра ведомого шкива

 

  где – коэффициент упругого скольжения; .

 

Согласно таблице [2] принимаем .

3. Расчет фактического передаточного  числа

 

 

 

 

Неравенство соблюдается.

4. Расчет ориентировочного межосевого  расстояния

 

где - высота сечения клинового ремня;

Значение берем из таблицы [3]: .

 

 

5. Расчет длины ремня

 

 

Принимаем .

6. Уточнение межосевого расстояния по стандартной длине

 

 

Принимаем .

7. Определение угла обхвата ремнем ведущего шкива

 

 

8. Определение скорости ремня

 

 

- для узких клиновых  ремней.

- неравенство выполняется.

9. Определение частоты пробегов  ремня 

 

где - допускаемая частота пробегов;

 

- неравенство выполняется.

10. Определение допускаемой мощности, передаваемой одним клиновым  ремнем.

 

где – допускаемая приведенная мощность, передаваемая одним клиновым ремнем; . Значение берем из таблицы 5.5 [2];