Привод ленточного конвейера

2015-11-12

1272

Обсуждений (0)

0.00 из 5.00 0 оценок

Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин

ДМ 85 00 00 00 ПЗ

Зачётная книжка № 110240

Выполнил студент

НГД-2-11(б) А. Н. Колочкова

Руководитель проекта М. Н. Коновалов

Ухта 2003 г.

Содержание

1 Задание 3

2 Кинематический и силовой расчёт привода 4

2.1 Выбор электродвигателя 4

2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач 5

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода 5

3 Расчёт зубчатой передачи редуктора 7

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения 7

3.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной зубчатой передачи 9

3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев передачи 10

4 Расчёт клиноременной передачи 14

4.1 Исходные данные для расчета 14

4.2 Сечение ремня, диаметры шкивов 14

4.3 Межосевое расстояние, длина ремня 14

4.4 Количество ремней в передаче 15

4.5 Предварительное натяжение ремня, нагрузка, действующая на валы, ширина шкивов 16

4.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня 17

Литература 18

1 Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера, содержащий асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колесами и стандартную компенсирующую муфту, по схеме 1, варианту 3 /1, с.11/. Схема привода дана на рисунке 1.1.

1 – вал электродвигателя, 2 – вал редуктора быстроходный, 3 – вал редуктора тихоходный, 4 – вал конвейера, 5 – электродвигатель, 6, 7 – шкивы клиноременной передачи, 8 – ремень клиновой, 9,10 – косозубые колеса редуктора, 11 – муфта компенсирующая, 12 – подшипники, 13 – корпус, 14,15 – барабаны конвейера ведущий и ведомый соответственно, 16 – лента конвейера.

Рисунок 1.1 – схема привода.

Срок службы редуктора 36000 часов, привод реверсивный.

Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту выбранного электродвигателя.

Мощность кВт, передаваемая муфтой при частоте вращения .

2 Кинематический и силовой расчёт привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.1.1 Требуемая мощность электродвигателя

(2.1)

где - мощность на выходном валу редуктора, кВт;

- КПД привода.

(2.2)

где , , , - соответственно КПД ременной, зубчатой передач, пары подшипников качения и муфты.

Руководствуясь рекомендациями /2, с. 4/, принимаем , , , .

После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода

и требуемую мощность электродвигателя

кВт.

2.1.2 С учётом требуемой мощности кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей 4А с номинальными мощностями кВт и кВт /2, с. 390/. Для первого перегрузка составляет при допускаемой перегрузке 5%.

Для двигателей с мощностью 15 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения : 700, 955, 1425, 2850 об/мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода , вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмём эти значения для ременной и зубчатой передач соответственно , /2, с. 7/. После перемножения получим в результате .

При таком передаточном отношении привода и частоте вращения на выходном валу редуктора об/мин потребуется двигатель с частотой вращения об/мин.

2.1.3 Окончательно выбираем /2, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4АМ112МА6УЗ со следующими параметрами:

- номинальная мощность кВт;

- номинальная частоты вращения об/мин;

- отношение пус кового момента к номинальному .

2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода

(2.3)

Расчёт по формуле (2.3) даёт .

Примем /2, с. 6/ передаточные отношения:

- для ременной передачи - .

Тогда на долю зубчатой передачи остаётся передаточное отношение .

Проверка убеждает в правильности вычислений.

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

2.3.1 Частоты вращения валов:

об/мин;

об/мин.

2.3.2 Угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с.

2.3.3 Мощности на валах привода:

кВт;

кВт.

2.3.4 Моменты на валах привода:

Н·м;

Н·м.

2.3.5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу /на валу двигателя/ /см. пункт 2.1.3/.

Номинальной мощности двигателя кВт соответствует номинальный момент Н·м. Отсюда Н·м.

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности /см. пункт 2.3.4/, в раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Н·м;

Н·м.

2.3.6 Результаты расчётов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 2.1.

81,6

8,54

2,54

297,42

634,4

Таблица 2.1 – Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала по рис. 1.1	, об/мин	, рад/с	, кВт	, Н·м	, Н·м
		99,95	2,8	28,01	59,94
	318,3	33,31	2,66	79,85	170,77
	81,6	8,54	2,6	304,4	651,4

3 Расчёт зубчатой передачи редуктора

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

3.1.1 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колес 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

Твёрдость НВ 230...260 НВ 200...225

Предел текучести , не менее 440 МПа 340 МПа

Предел прочности , не менее 780 МПа 690 МПа

3.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае /2, с. 33/

(3.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /2, с. 27/

(3.2)

Коэффициент долговечности /2, с. 33/

(3.3)

где - базовое число циклов;

- эквивалентное /действительное/ число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов /2, с. 33/.

Эквивалентное /действительное/ число циклов /3, с. 184/

(3.4)

где - число зубчатых колес, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;

- частота вращения этого колеса, об/мин;

- срок службы передачи в часах.

Для шестерни и для колеса , об/мин, об/мин. По заданию на курсовой проект /см. раздел 1/ срок службы составляет 10 лет при односменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены - 8 часов, получим час.

Расчёт по формуле (3.4) даёт для шестерни и колеса соответственно

Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колес 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 (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно

МПа,

МПа.

В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость /2, с. 35/

(3.5)

при соблюдении условия

где и - соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (3.1), МПа;

- меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (3.5), МПа.

Расчёт по формуле (3.5) даёт МПа. Условие выполняется, так как 391,5<1,23·409=502,07.

3.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из нормализованной, улучшенной и объемно закаленной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле:

(3.6)

При МПа /минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1/

МПа.

3.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчёте зубьев на выносливость вычисляется по формуле /3, с. 190/

(3.7)

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/ берём:

- для нормализованных и улучшенных сталей =1,8НВ;

- при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, =1;

- для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 .

Коэффициент долговечности /3, с. 191/

(3.8)

где - показатель корня;

- базовое число циклов;

- эквивалентное /действительное/ число циклов.

Для колёс с твёрдостью зубьев до и более НВ 350 коэффициент равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается .

Для обоих колёс имеет те же численные значения, что и /см. пункт 3.1.2/. Оба эти значения /для шестерни - , для колеса - / больше . Поэтому принимается коэффициент долговечности /3, с. 191, 192/.

Расчёт по формуле (3.7) даёт соответственно для шестерни и колеса

МПа,

МПа

3.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350

(3.9)

Расчёт по этой формуле с учётом характеристик материала /см. пункт 3.1.1/ даёт для шестерни и колеса соответственно

МПа,

МПа.

3.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с. 32/

(3.10)

где - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колёс соответственно;

- передаточное число зубчатой пары;

- момент на колесе /на большем из колес/, Н·м;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число , а момент Н·м /см. раздел 2/. Допускаемое напряжение МПа вычислено в пункте 3.1.1.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию возьмём по рекомендации /2, с. 33/.

Колёса расположены симметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно /2, с. 32/.

В итоге расчёт по формуле (3.10) даёт

мм.

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения мм /2, с. 36/.

Окружной модуль /2,с. 36/ мм. Из стандартного ряда модулей /2, с. 36/ берём мм.

Тогда число зубьев шестерни

Примем , тогда число зубьев колеса

Фактическое передаточное отношение , т. е. не отличается от принятого ранее в подразделе 2.2.

Уточненное значение

Cos β = (( ) ∙ )/2 = (153+39)/2∙200=0.96

β = 16 ^о26^,; Sin 16.26 = 0.524

=(2.5∙ )/( ∙sinβ)=(2.5∙2)/(200∙0.29)=0.086

При обработке шестерни с числом зубьев подрезание зубьев исключается, так как условие неподрезания /2, с. 38/ соблюдено, что видно без расчета.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно

мм,

мм

Диаметры вершин зубьев

мм,

мм.

Суммарная ширина двух колес

мм.

Ширина каждого из колес будет в два раза меньше, т.е. мм.

Шестерни возьмём шире колёс на 5 мм. Таким образом, ширина шестерни мм. Коэффициент ширины шестерни по диаметру

3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев передачи

3.3.1 Расчетное контактное напряжение для прямозубых цилиндрических передач /2, с. 31/

(3.11)

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

(3.12)

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:

- =1,04 при окружной скорости м/с и восьмой степени точности;

- =1 при значении коэффициента , твёрдости зубьев менее НВ 350 и симметричном расположении колёс относительно опор;

- =1 при окружной скорости м/с, восьмой степени точности и твёрдости менее НВ 350.

Расчёт по формуле (3.12) даёт

Ширину колеса берём в расчёт минимальную и суммарную для обоих колес, т.е. мм, рассматривая по-прежнему передачу как неразделенную. Момент на колесе Н·м /см. разд. 2/.

Расчёт по формуле (3.11) даёт

МПа

МПа.

3.3.2 Расчёт зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом Н·м /см. раздел 2/ даёт

МПа

МПа.

3.3.3 Напряжения изгиба зубьев прямозубых цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2, с. 46/

(3.13)

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, мм.

В зацеплении колёс передачи участвует окружная сила /2, с. 158/:

H; F_r=( (tg20^o))/d₃₌(1886∙0.3639)/0.96=714.9 H; F_a=F_t∙ tgβ=1886∙0.016=550.07 H.

Коэффициент нагрузки /2, с. 42/

(3.14)

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 симметрично относительно опор.

Назначим , учитывая дополнительно, что окружная скорость м/с, а степень точности принята восьмая.

Тогда по формуле (3.14)

Для расчетов, руководствуясь только рекомендацией /2,с.47/,возьмем

Коэффициент определим по формуле /2,с.46/

=1-(β/140)=1-(16,26/140)=0,88

/Здесь β^о- вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в град./

Коэффициент формы зуба для косозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев /2,с.46/, которое составляет

Для шестерни z_υ2=z₂/cos³β=39/0.8847=45

Для колеса z_υ3=z_з/cos³β=153/0.8847=173

Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с. 42/ , .

Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) даёт для шестерни и колеса соответственно

МПа,

МПа.

Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений МПа и МПа.

3.3.4 Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13), куда вместо окружной силы , рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках

Н.

После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба

МПа,

МПа.

Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений МПа и МПа.

3.3.5 Геометрические параметры колёс зубчатой передачи, обоснованные в результате расчетов, сведены в таблицу 3.1.

Таблица 3.1 - Геометрические параметры колёс зубчатой передачи

Параметры	Шестерня	Колесо
Межосевое расстояние, мм
Модуль, мм
Угол наклона зубьев, град	16^о26^,	16^о26^,
Число зубьев
Направление зубьев	Левое и правое	Правое и левое
Делительные диаметры, мм	81,25	318,75
Диаметры вершин зубьев, мм	85,25	322,75
Ширина венцов колес, мм

4 Расчет клиноременной передачи

4.1 Исходные данные для расчета

Из раздела 2 заимствуются следующие данные:

- передаваемая мощность – 2,8 кВт;

- частота вращения ведущего шкива – 955 об/мин;

- передаточное отношение – 3;

- момент на ведущем шкиве – 28,01 Н·м;

Относительное скольжение ремня возьмём по рекомендации /3, с. 131/.

4.2 Сечение ремня, диаметры шкивов

В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности выбираем по номограмме /2, с. 134/ клиновой ремень сечения А.

Ориентировочно диаметр меньшего шкива /2, с. 130/

мм

По рекомендациям /2, с. 132/ принимаем мм.

Диаметр большого шкива /2, с. 120/

мм

Принимаем стандартную величину мм /2, с. 133/, при которой фактическое передаточное отношение . Оно несколько больше принятого первоначально . Расхождение составляет . Окончательно принимаем диаметры шкивов мм, мм.

4.3 Межосевое расстояние, длина ремня

Из компоновки привода установлено, что электродвигатель и редуктор достаточно компактно размещаются при межосевом расстоянии ременной передачи мм.

Примечание - Дальнейшее сближение двигателя и редуктора позволяет уменьшить межосевое расстояние еще максимально на 75 мм, но при этом осложняется монтаж и регулировка ременной передачи.

Литература рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале /2, с. 130/

(4.1)

где - высота сечения ремня в мм.

Для ремня типа А мм /2, с. 131/. Расчёт по формулам (4.1) даёт

мм,

мм

Таким образом, принятое первоначально в компоновке межосевое расстояние мм не противоречит рекомендациям.

Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчётная ремня /2, с. 121/

мм

Ближайшая стандартная длина ремня мм /2, с.131/. Соответствующее ей уточнённое межосевое расстояние /2, с. 130/

(4.2)

где ;

После подстановки получаем

мм;

мм²;

мм.

При конструировании передачи /в дальнейшей работе над компоновкой/ следует обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на мм для свободного надевания ремней на шкивы, а также возможность увеличения его на мм для регулировки предварительного натяжения ремней. Прибавим в качестве резерва к этим цифрам соответственно 4 и 10 мм. Тогда при окончательно обоснованном межосевом расстоянии 519 мм в конструкции должна предусматриваться возможность его изменения от плюс 55 до минус 22 мм.