Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Техническое задание

Рассчитать и спроектировать привод ленточного конвейера.

Косозубый двухступенчатый,( раздвоен. быстроходная ступень)

DБ

Ft

В

Рис. 1. Кинематическая схема привода

 Т(Нм)

1.6

1.0

0.5Т

           0,004t  0,2t                   0,8t              t(час)

Рис.2. График нагрузки

Дано:t=2,25 Hм;=1,5 м/с;=300 мм;=400 мм;=700 мм;=15000час (согласно графика)

Тmax/Т=1,6

Содержание

Техническое задание

Содержание

.Выбор эл. двигателя и кинематический расчет привода

2.Расчет зубчатой передачи на прочность

3.Выбор материала и определение допускаемых напряжений  и .

4.Геометрический расчет передачи быстроходной ступени

5.Проверочный расчет зубьев передачи на прочность

.Геометрический расчет передачи тихоходной ступени

.Проверочный расчет зубьев передачи на прочность

.1 Ориентировочные размеры элементов корпуса цилиндрического редуктора

Литература

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

.1 Определим требуемую мощность, передаваемую выходным валом привода:

=F t × V=2,25 × 1,5=3,375 кВт;

.2 Определим мощность эл. двигателя с учетом КПД

Рд = Р ÷ η = 3,375 ÷ 0,8502=3,97 кВт;

КПД привода: η = ×××;

Где, КПД составляющих принимаю:

Муфта  = 0,98; одной пары подшипников  = 0,99;

зубчатой передачи  = 0,98;

ременной передачи  = 0,95;

ленточный конвейер привод редуктор

1.3 По каталогу выбираю двигатель ( Рдт>Рд );

1.4 Из каталога выписываю все четыре электродвигателя серии 4А

1.5 Определим число оборотов на выходном валу привода

n =( 60×V)/(πD) = (60×1.5)/(3,14×0,3) = 95,493 ;

.6 Определим передаточное число привода по формуле, результат приведен: U = nд÷n;

 = 2880 ÷ 95,493 = 30,152;

 = 1430 ÷ 95,493 = 14,975;

 = 950 ÷ 95,493 = 9,9484;

 = 720 ÷ 95,493 = 7,5398;

Передаточное число редуктора в учебном проекте задаём в пределах

20 < < 28, а пасовой передачи  =  ÷ 20 = 1,51;

1.7 Определим передаточное число редуктора по формуле:

 =  ÷ ; получим:

 = 30,159 ÷ 1,00 =30,159;

 = 14,975 ÷ 1,00 = 14,975;

 = 9,9484 ÷ 1,00 = 9,9484;

 = 7,5398 ÷ 1,00 = 7,5398;

Далее будем рассматривать только передаточное число редуктора в пределах 20 < < 28;

1.8 Определим передаточное число тихоходной ступени по формуле

30,159 = 4, 833;

 = 0, 88 = 0,88 14,975 = 3,405;

,9484 = 2,776;

,5398 = 2,416;

1.9 Выпишем стандартные передаточные значения

1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0;

,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8;3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2;

(брать первый ряд предпочтительнее)

Принимаю стандартные значения для тихоходной ступени:

 = 5,00;

 = 3,55;

 = 2,80;

 = 2,50;

1.10 Определим передаточные числа для быстроходной ступени по формуле:  =  ÷ ;

 = 30,159 ÷ 5,00 = 6,032;

 = 14,975 ÷ 3,55 = 4,218;

 = 9,9484 ÷ 2,80 = 3,553;

 = 7,5398 ÷ 2,5 = 3,016;

1.11 Выпишем стандартные передаточные значения

1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,3; 8,0; 10,0;

,12; 1,4; 1,8; 2,24; 2,8;3,55; 4,5; 5,6; 7,1; 9,0; 11,2;

(брать первый ряд предпочтительнее)

Принимаю стандартные значения для быстроходной ступени:

 = 6,30;

 = 4,50;

 = 3,55;

 = 3,15;

1.12 Вычислим стандартное значение передаточного числа редуктора по принятым значениям по формуле:  =  × ;

 = 5,00 × 6,30 = 31,50;  = 30,15929;

 = 3,55 × 4,50 = 15,98;  = 14,97492;

 = 2,80 × 3,55 = 9,94;  = 9,948377;

 = 2,50 × 3,15 = 7,88;  = 7,539822;

1.13 Определим отклонения передаточного числа по формуле:

∆U =  × 100%;

После подстановки получим:

∆ = - 4,26 %; ( принимаю этот двигатель )

∆ = - 6,26 %;

∆ = 0,08 %;

∆ = - 4,26 %;

1.       Передаточное число редуктора в учебном проекте задаём в пределах 20 <  < 28;

2.      Двигатель выбираем тот, где значение ∆U, % меньше.

Выпишем параметры выбранного электродвигателя серии 4А из литературы:

(Дунаев ПФ Леликов ОП стр. 384) приложение, ГОСТ 19523-81 Тип 4А, 100S2,

Мощность Р- 4кВт; число оборотов,   = 2880 ;

Передаточные числа: быстроходной ступени:  = 6,30;

тихоходной ступени:  = 5,00;

ременной:  = 1,00;

1.14. Определим вращающие моменты, передаваемые валом:

 = 31,5;  = 6,3;  = 5,00;  =1,00;

Крутящий момент на быстроходном валу:  = 9550 × / = 13,264 Нм;

Крутящий момент на промежуточном валу:  =  = 77,083 Нм;

КПД на быстроходном:  =  ×  ×  = 0,98 ×  ×  = 0,92;

Крутящий момент на тихоходном валу:  =  = 362,79 Нм;

КПД на тихоходном:  =  ×  =  ×  = 0,94;

Крутящий момент на выходном валу:  =  = 337,76 Нм;

Где:  = 362,79 Нм;  = 0,95;  = 0,98;

Задание на проектирование (быстроходная ступень).

Мощность на быстроходном валу: = 4 кВт; нашли;

Частота вращения быстроходного вала:  = 2880 ; приняли;

Срок службы передачи:  = 15000 час. Согласно графика рис. 2.;

Коэффициент ширины венца:  = 0,5; приняли;

Отношение моментов:  / Т = 1,6; Согласно графика нагрузки Рис. 2.

Рассчитываем крутящий момент на быстроходном ведущем валу:

 = π/30 = 3,14 × 2880 / 30 = 301,593 ;

Крутящий момент на промежуточном валу:

 =  = 13,2629 × 6,30 × 0,92 = 77,078 Нм;

где КПД первой ступени редуктора:

 =  ×  ×  = 0,98 × ×  = 0,92;

Частота вращения промежуточного вала:

 = / = 2880 / 6,30 = 457,14 ;

2. Расчет зубчатой передачи на прочность

Расчет передачи на прочность с учетом некоторых упрощений произведем по ГОСТу 21354-75

2.1 Уточняем крутящий момент и частоту вращения на быстроходном и тихоходном валах с заданным электродвигателем:

3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений  и

3.1 Для изготовления колес с учетом рекомендаций [1] с340 материал принимаем одной марки

Разность твердостей материала обеспечиваем методом термической обработки.

3.2 Определяемдопускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, МПа:

 = (lim bi )/;

где - lim bi  - базовый предел контактной выносливости поверхности зубьев;

 - Коэффициент долговечности;

При работе передачи с переменной нагрузкой для шестерни:

 = 60cnt ×  = 60 × 2880 × 1500 × [× 0,2 × + × 0,8] = =777600000;

 = 1,1 - коэффициент безопасности зубчатых колес;

Для колеса:  = / = 777600000 / 6,30 = 123428571,4;

 =  - базовое число циклов напряжений в зубьях;

 = 1,25 ×, при / < 1, принимаю  = 1;

Тогда для колеса: lim= 2HB + 70 = 2 × 170 + 70 = 410 МПа;

 =(lim  )/ 410 × 1/1,1 = 372,7 МПа;

Тогда для шестерни: lim= 2HB + 230 + 70 = 530 МПа;

= ( lim )/= 530 × 1/1,1 = 481,8 МПа;

За расчетное принимаю меньшее из двух рассчитанных ниже значений:

 = 384,55 МПа;

 = 0,45( + ) = 0,45 × (372,7 + 481,8) = 384,55 МПа;

 = 1,23 = 1,23 × 410 = 504,3 МПа;

Допускаемые напряжения изгиба:

 = ( lim bi )/;

где, lim bi - базовый предел выносливости зубьев при изгибе;

=;  = 1,7…2,2 - коэффициент безопасности;

 =  ≥ 1но ≤ 2; = 4 × ; = 1,7… 2,2 (коэфф. Безопасности);

 - эквивалентное число циклов. Для всех сталей:

 = 4 ×  - при  /  <1  = 1 - принимаю = 1,7…2,2 (коэффициент безопасности);

Для шестерни:  lim = 1,35HB + 100 = 1,35 × 230 + 100 = 410,5 Мпа;

[] = 410,5 × 1 / 1,7 = 241,5 Мпа;

Для колеса:  lim = 1,35HB + 100 = 1,35 × 170 + 100 = 329,5 Мпа;

[] = 329,5 × 1 / 1,7 = 193,8 МПа;

4. Геометрический расчет передачи быстроходной ступени

Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол исходного контура α=

(СТ СЭВ308-76), зубчатое зацепление выполнено без смещения. Х=0;

4.1 Определяем межосевое расстояние, мм по формуле

 = (U+1) ,

где величины входящие в формулу:

Где  - обобщенный коэффициент, =430 МП, -крутящий момент на тихоходном валу редуктора , Нм; на тихоходном валу редуктора , Нм;  - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, определяем в зависимости от  и НВ (твердости) по графикам:

= 0,5(U + 1) = 0,5 × 0,5 × (6,3 + 1) = 1,825$

 - коэффициент ширины венца колеса, зависит от положения колеса относительно опор, определяют по [1,с186].  округляют в большую сторону до стандартного, ГОСТ 2185-66. [1, ст. 211]

 = 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250;

(280); 315; (355);

 = 430 × (6,3 + 1) = 97,526 мм;

Принимаю стандартное: = 100 мм;

4.2 Определим рабочую ширину сдвоенных колеса и шестерни быстроходной ступени:

=  = 50 мм; =  + (4… 6) = 56 мм;

4.3 В соответствии с рекомендациями (1с. 195) о

риентировочно определяем значение модуля, мм: m = (0,01 … 0,02) = от 1 и до 2 мм;

Принимаю ГОСТ. M = 1,5 мм( не рекомендуется ниже 1,5 мм)

4.4 Минимальный угол наклона зубьев:

= πm/(0,5)=;

Рекомендуемые пределы наклона угла зуба: β = 9… sin β = π/ Шевронных колес 24-;

Чтобы линия зацепления колес была постоянна  должно быть целым числом: 1,2,3… ε = 1,00;

4.5 Определим суммарное число зубьев:

 = (2cos) = 118,0630719

Полученное значение округляем до целого:  = 118;

4.6 Уточняем угол наклона зубьев:

β = arccos ( m )/(2) = ; cosβ = 0,885

cosβ - определяем с точностью до четвертого знака после запятой.

4.7 Находим число на шестерне и колесе:

=/(U + 1) = 16,1644; округляем до целого  = 16;  =  -  = 102 шт.

4.8 Уточняем фактическое передаточное число:  = / = 6,375;

Отклонение от заданного передаточного числа не должно превышать 3%;

∆U = (( - U) × 100%) / U = 1,19 ≤ 3% Выполняется условие.

4.9 Определяем диаметр колеса:

Делительные диаметры колеса и шестерни:

= m/cos β =27,1186 мм; = m/cos β = 172,88 мм;

Диаметры вершин зубьевшестерни и колеса:

= + 2m = 30,1186 мм; = + 2m = 175,88 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

= - 2,5m = 23,3686 мм; = - 2,5m = 169,13 мм;

4.10 Проверяем межосевое расстояние передачи:

= ( + )/2 ± f = 100 ± f ;

Где ±f - допуск на межосевое расстояние, по СТ СЭВ641-77.(5). ±f=0,11мм;

4.11 Определяем окружную скорость передачи в полюсе зацепления:

V = (π)/60 = (π)/60 = 4,09 ;

По окружной скорости определяем степень точности: 9;

5. Проверочный рассчет зубьев передачи на прочность

5.1 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость, Мпа

=  ≤  ;

=362,688 Мпа;

Где : =27,12; U = 6,3; = 1,215; = 1,13; = 1,03;

= 274  - коэфициент, учитывающий механические св-ва материала колеса;

- коєфициент, учитывающий форму колес сопряженных поверхностей зубьев, для косозубых колес (1, с. 180,12.50): = 1,76cos β = 1,5576;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач:

=  =  =0,82787945;  = 1,459;

Коэффициент торцевого перекрытия:

 = =×1,215×1,13×1,03 = 24,7 Н/мм; Сила = 2/ = 978,1 H;

-коэффициент динамической нагрузки, зависит от твердости материала от формы зуба, степени точности изготовления передачи (1 с.182, таб 12.3)

Степень точности передачи зависит от окружной скорости (1. С.177, таб. 12.2)

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки, зависит от окружной скорости и степени точности изготовления передачи (1. С. 181, 12.17) = 1,215;

5.2 Проверочный расчет зубьев передачи на изгибную выносливость

Расчет по напряжениям изгиба проводим по формулам, МПа:

=   ≤ []; = 145,268 МПа;

= ≤ []; = 135,835 МПа;

Где  и  - коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса, зависят от эквивалентного числа зубьев ; [] = 241,4705882 МПа; []=193,824;

=β = 23,0829; =/β = 147,153;

- определяют по графику 12.23 (1): =3,85; =3,6;

-коэффициент, учитывающий угол наклона зуба определяю по формуле:

= 1-β/140 = 0,9937; из рис. 12.17 (1)  = 1,32;

-коэффициент ширины зуба, определяют по тем же графикам, что и ,, (1, рис12.18; таб. 12.5 ; рис. 12.17): =1,5; =1,14; =1,825;

5.3 Проверка прочности зубьев при перегрузке

При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию или хрупкий излом до максимальной нагрузки. По условиям технического задания на расчет максимальная перегрузка превышает расчетную в / = 1,6 раза.

Расчет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.

Расчет производят по формуле, МПа:

 =  ≤  = 458,768 МПа ≤ [896] МПа;

Где  - расчетное контактное напряжение, вызываемое расчетным моментом :  = 362,688 МПа;

=2,8; = 2,8 ×  = 2,8 × 320 = 896 МПа;

= 2,8 ×  = 2,8 × 540 = 1512 МПа;

индексы: 1 - шестерня; 2 - колесо;

-предел текучести материала(см. (6) табл. 4.1)

Расчет по максимальному напряжению на изгиб:

= / <  = 217,336 МПа;

- меньшее из изгибающих напряжений, рассчитанного раннее , и равное 135,83 Мпа;

= 0,8 = 345,6 Мпа - допускаемое максимальное напряжение на изгиб;

Для колеса: = 0,8 ×320 = 256 МПа;

Для шестерни: = 0,8 × 540 = 432 МПа;

6. Геометрический расчет передачи тихоходной ступени

Принимаем профиль зуба эвольвентный, угол исходного контура α =  

(СТ СЭВ308-76), зубчатое зацепление выполнено без смещения. Х = 0.

6.1 Определяем межосевое расстояние , мм по формуле:

 = (U + 1) ,

где величины входящие в формулу:

=430; U = 5;  = 362,788; = 0,4; = 1,06; [ = 384,55 МПа;

Где - обобщенный коэффициент; - крутящий момент на тихоходном валу редуктора, Нм; - коэффициент неравномерности распеределения нагрузки по длине зуба, определяем в зависимости от  НВ (твердости) по графикам (1. Рис. 12. 18);

= 0.5(U + 1) = 0.5 × 0.4 × (5 + 1) = 1,2;

- коэффициент ширины венца колеса, зависит от положения колеса относительно опоропределяют по (1, с.186);

- окургляют в большую сторону до стандартного, ГОСТ 2185-66. (1.с 211)

 = 40; 50; 63; (71); 80; (90); 100; (112); 125; (140); 160; (180); 200; (225); 250;

(280); 315; (355);

= 430×(5+1)

Принимаю стандартное = 180 мм;

.2 Определим рабочую ширину колеса и шестерни тихоходной ступени:

=  = 0,4 × 165,13 = 72 мм; = + (4…6) = 78 мм;

6.3 В соответствии с рекомендациями (1 с. 195) ориентировочно определяем значение модуля, мм: m = (0,01…0,02) = от… 1,8 и до …3,6 мм;

Принимаю ГОСТ m = 3,5 ( не рекомендуетсяниже 1.5 мм);

6.4 Минимальный угол наклона зубьев:

 = arcsin 4m/=  (градусов);

Рекомендуемые пределы наклона угла зуба: β = 9…1; sin β = π/;

Чтобы линия зацепления колес была постоянна  должно быть целым числом: 1,2,3… .

6.5 Определим суммарное число зубьев

Полученное значение округляем до целого:  = 101;

6.6 Уточняем угол наклона зубьев

β = arccos(m)/(2) = 10,90432242 тогда cosβ = 0,9819;

cos β - оперделяем с точность до четвёртого знака после запятой.

6.7 Находим число зубьев на шестерне (3) и колесе (4):

= /(U + 1) = 16,833; округляем до целого =17;

=  - = 84 штук;

6.8 Уточняем фактическое передаточное число:

ф =  = 4,9412;

Отклонение от заданного передаточного числа недолжно превышать 3%:

6.9 Определим диаметры колес

Делительные диаметры шестерни и колеса:

= m/cos β = 60,594 мм; = m/cos β = 299,41 мм;

Диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

=  + 2m = 51,844 мм; =  + 2m = 306,41 мм;

Диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

= - 2,5m = 51,844 мм; = - 2,5m = 290,66 мм;

6.10 Проверяем межосевое расстояние передачи:

= (  + ) / 2 ± f = 180 ± f, мм;

Где ± f - допуск на межосевое расстояние, по СТ СЭВ 641-77. (5)

± f = 0,12 мм;

6.11 Определяем окружную скорость передачи в полюсе зацепления:

V = ( π) / 60 = (π) / 60 = 1,45 м/с;

По окружной скорости определяем степень точности: 9.

7. Проверочный расчет зубьев передачи на прочность

7.1 Проверочный расчет зубьев на контактную выносливость, Мпа

=  ≤ ;

= 275×1,728222222×0,784751559× = 340,5 МПа;

Где =275 - коэффициент, учитывающий механические свойства материала колеса;

- коэффициент ,учитывающий форму колес сопряженных поверхностей зубьев, для косозубых колес( 1.с. 180, 12.50)6

= 1,76cos β = 1,76 × 0,9819 = 1,728222222;

= = ×1,11×1,06×1,01 = 41,99 Н/мм;

Сила = 2/= 2×77,1/60,59×= 2544,4 Н;

- коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий для косозубых передач:

=  = 0,784751559;

Коэффициент торцевого перекрытия:

= 1,01 - коэффициент динамической нагрузки, зависит от твердости материала, от формы зуба, степени точности изготовления передачи(1 с. 182, таб.12.3);

Степень точности передачи зависит от окружной скорости (1 с. 177, таб,12.2);

= 1,11 - коэффициент неравномерности распределения нагрузки, зависит от окружной скорости и степени точности изготовления передачи (1 с. 181, 12.17);

7.2 Проверочный расчет зубьев передачи на изгибную выносливость

Расчет по напряжениям изгиба проводим по формулам, МПа:

=  ≤ [] = 64,551 МПа; [] = 280 МПа;

=  ≤ [] = 55,33 МПа; [230 МПа;

Где  и  -коэффициенты формы зубьев шестерни и колеса, зависят от эквивалентного числа зубьев :

= /β = 17,9551141;

= /β = 88,71938731;

 - определяют по графику рис. 12.23. (1): =4,2; = 3,6;

 - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба определяют по формуле:

= 1 - β/140 = 0,99299; из (1 рис, 12.17)  = 1,305; V = 1,45;

 - коэффициент ширины зуба, определяют по тем же графикам, что и , ,  (1, рис.12.18; таб. 12.5; рис.12.17):

= 1,1; = 1,04;

7.3 Проверка прочности зубьев при перегрузке

При действии кратковременных перегрузок зубья проверяют на пластическую деформацию или хрупкий излом до максимальной нагрузки. По условиям технического задания на расчет перегрузка превышает расчетную в Тmax/Т=1,6 раза.

Расчет на контактную прочность по максимальному контактному напряжению.

Расчет проводят раздельно для колеса и шестерни по формуле, МПа:

 =  ≤  = 430,64 МПа; ≤[896] МПа;

Где  - расчетное контактное напряжение, вызываемое расчетным моментом ; = 340,45 МПа;

 - допускаемое максимальное контактное напряжение для зубьев:

= 2.8;  = 2,8 = 2,8×320 = 896 МПа;

 = 2,8 2,8×540 = 1512 МПа;

 - предел текучести материала (см. (6) табл. 4.1)

Расчет по максимальному напряжению на изгиб:

= / <  = 88,527 МПа < 377,6 МПа;

 - меньшее из значений изгибающего напряжения, полученного раннее при расчетах равного 55,33 МПа;

= 2.8 - допускаемое максимальное напряжение на изгиб, МПа и равно 377,6 МПа;

Для колеса: = 2.8×490 = 392 МПа;

Для шестерни: = 2.8×590 = 472 МПа;

.4 Ориентировочные размеры элементов корпуса цилиндрического редуктора:

Литература

1.      Гузенко.П.Г. Детали машин - 1.; Высш. Шк. , 1982 -351. С.

2.      Прикладная механика / Под ред. К. И. Заблонского _ Учебное пособие для вузов. Киев: Вища школа.

.        Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. - Курсовое проектирование. - М. - Высшая школа, 1984. - 336 с.

.        Методичні вказівки та завдання до курсового проекту з курсу «деталі машин» для студентів 3-4 курсів механічних спеціальностей 7.090220 та 7.090221 денного та заочного факультетів. Кладачі: М.І. Огурцов, І.А. Кулик. Дніпрпетровськ УДХТУ, 2002 р.

.        Нов. М. Н. Детали машин: учеб. Для студентов вузов. /Под ред. В.А. Финочекова. 6-е издание Перер. М.:Высш.шк, 1088.-333 с.

.        Устюгов И.И Детали машин. - М,: Высш. Школа 1981 - 399 с.