Привод конвеера

Содержание

Введение

Привод предназначен для приведения в действие механизм рабочей машины. Источником энергии в большинстве случаев является электрический двигатель постоянного или переменного тока. Наибольшее распространение получили асинхронные электрические двигатели трехфазного тока с короткозамкнутым ротором.

Редуктором называется механизм, понижающий угловую скорость в приводах от главного движения электродвигателя к рабочей машине и состоящей из зубчатой или червячной передачи, установленной в отдельном корпусе.

Редукторы широко применяются в различных отраслях машиностроения и поэтому они весьма разнообразны по своей кинематической схеме и конструктивному исполнению.

Корпуса редукторов должны быть прочными и жесткими. Их отливают из серого чугуна. Для удобства сборки корпуса редукторов выполняют разъемными.

Опорами валов редукторов, как правило, являются подшипники качения.

Смазывание зубчатых передач редукторов в большинстве случаев осуществляется погружением, а подшипников – разбрызгиванием или пластичным смазочным материалом. В корпус редуктора заливают масло из расчета 0,4…0,7л на 1кВт передаваемой мощности, при этом колесо должно погружаться в масло на глубину не менее высоты зуба или витка.

В данном курсовом проекте ведется расчет привода конвейера, состоящего из двигателя, двухступенчатого соосного цилиндрического редуктора.

1.Энергетический и кинематический расчет привода

1.1 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

крутящий момент на выходном валу ;

угловая скорость выходного вала ;

срок службы редуктора

1.1.1 Потребляемая мощность привода, кВт

(1.1)

1.1.2 Потребная мощность электродвигателя, кВт

(1.2)

где - общий КПД привода

(1.3)

=0,98 – КПД муфты

0,96 – КПД одной ступени передачи

1.2.3 Определение предполагаемой частоты вращения вала

электродвигателя, об/мин

(1.4)

где п_В - частота вращения приводного вала, об/мин

и₁=2; и₂=4 - рекомендуемые значения передаточных чисел быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно

По найденному значению мощности и частоты вращения выходного вала электродвигателя выбираем электродвигатель 4АМ80В4У3 ТУ 16-510.776-81, с номинальной мощностью 1,5 кВт с номинальной частотой вращения 1415 об/мин.

1.2.Определение общего передаточного отношения и разбивка его по ступеням

Общее передаточное число привода

Передаточные числа ступеней

(1.5)

Для быстроходной ступени

(1.6)

принимаем

Для тихоходной ступени

(1.7)

принимаем .

Фактическое передаточное число привода:

Отклонение передаточного числа

(1.8)

Для двухступенчатых редукторов допускается отклонение до 6,3%.

1.3 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощность на валах определяют через мощность электродвигателя, кВт

(1.9)

Частоты вращения валов определяются через вращение вала электродвигателя, об/мин

(1.10)

Крутящие моменты на валах, Н^.м

(1.11)

Таблица 1

2.Расчет передач

В соосном редукторе межосевые расстояния быстроходной и тихоходной ступени равны. Начинают расчет с тихоходной ступени как более нагруженной.

2.1 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, принимаем для шестерен сталь 45 с термообработкой – улучшение с твердостью НВ 269…302, для колес сталь 45 с термообработкой – улучшение с твердостью НВ 235…262.

2.2 Определение допускаемых напряжений

2.2.1 Допускаемые контактные напряжения [σ]_H, МПа, определяем для шестерен и для колес отдельно, при этом

(2.1)

где [s]_HO - базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N - коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения [σ]_HO для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участ­ка кривой усталости, определяются по формуле

(2.2)

где - длительный предел контактной выносливости,определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

(2.3)

для шестерен:

для колес:

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость сопря­женных поверхностей (приR_a= 1,25 - 0,63 мкм Z_R = 1 ; при R_а= 2,5 - 1,25 мкм Z_R= 0,95; при R_а= 10 - 2,5 мкмZ_R= 0,9);

принимаем

Z_V- коэффициент, учитывающий влияние скорости (при проектном расчете Z_V = 1;при проверочном расчете, когда твердость менее 350НВ при скорости V, равной 5, 10, 20 м/сZ_Vсоответственно 1; 1,07 и 1,15, а при твердости более 350НВ соответственно скоростямV = 5, 10, 20 м/с, Z_V = 1; 1,04 и 1,07);

S_H- коэффициент запаса прочности, S_H= 1,2 - при однородной структуре материала; S_Н= 1,3 - при поверхностных упрочнениях.

Коэффициент долговечности Z_Nопределяется по формуле

Z_N = (2.4)

где N_HO- базовое число циклов нагружения;

N_HE- эквивалентное число циклов нагружения;

m- показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, m= 6.

Базовое число циклов нагружения N_HOпринимается равным

(2.5)

Если N_HOполучилось больше 12^. 10⁷, то принимают равным 12^.10⁷

для шестерен:

для колес:

Эквивалентное число циклов нагружения N_HEопределяется по зависимости

(2.6)

где - начальный момент соответствующего распределения нагрузки в соответствии с таблицей 2.3,

для шестерни быстроходной ступени:

для шестерни тихоходной ступени:

для колеса тихоходной ступени:

Принимаем .

Допускаемые контактные напряжения для шестерен, МПа:

Допускаемые контактные напряжения для колес, МПа:

2.2.2 Допускаемые напряжения на изгиб , МПа, определяют для шестерни и колеса отдельно, при этом

(2.10)

где - базовые допускаемые напряжения изгиба принереверсивной нагрузке, МПа;

- коэффициент, вводимый при двустороннемприложении нагрузки: = 1 - односторонняя нагрузка; = 0,7 - 0,8 - реверсивная нагрузка (большие значения при > 350 НВ);

- коэффициент долговечности.

Базовые допускаемые напряжения на изгиб для зубча­тых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой устало­сти при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле

(2.7)

где - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле (таблица 2.4), МПа;

(2.8)

для шестерен:

для колес:

- коэффициент, учитывающий шероховатостьпереходной поверхности; при зубофрезеровании и шлифовании с = 40 мкм = 1;

- коэффициент размеров (при проектном расчете можнопринимать =1);

- коэффициент, учитывающий чувствительность матери­ала к концентрации напряжений (при проектном расчете = 1);

- коэффициент запаса прочности, =1,7.

Для шестерен:

для колес:

Коэффициент долговечности определяют как

(2.9)

где - базовое число циклов нагружения, = 4^.10⁶

- эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой выносливости:

m = 6 - улучшение, нормализация, азотирование.

Эквивалентное число циклов нагружения определяетсяпо выражению

(2.10)

где - начальныймомент соответствующего распределения нагрузки; =0,3

для шестерни быстроходной ступени:

для шестерни тихоходной ступени:

для колеса тихоходной ступени:

Принимаем .

Допускаемые напряжения на изгиб, МПа:

для шестерен:

для колес:

2.3 Расчет тихоходной ступени

2.3.1 Определение межосевого расстояния, мм

(2.11)

где К_а - вспомогательный коэффициент; для прямозубых колес
К_а = 450;

К_н - коэффициент нагрузки. Для предварительных расчетов допускается принимать = 1,3- 1,5. Меньшие значения принимают при симметрич­ном расположении, а большие значения - при консольном располо­жении колес относительно опор. Принимаем .

ψ_а- коэффициент ширины.

Коэффициентширины зубчатых колес из улучшенных сталейпри симметричном расположе­нии зубчатых колес относительно опор 0,4 - 0,5. Стандартные зна­чения для редукторов: 0,400; 0,500. Принимаем .

Полученное межосевое расстояние округляем до ближайшего стандартного значения .

2.3.2 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 НВ модуль назначают

, (2.12)

принимаем стандартное значение модуля .

2.3.3 Определение суммарного числа зубьев

(2.13)

2.3.4 Определение числа зубьев шестерни

(2.14)

2.3.5 Определение числа зубьев колеса

(2.15)

2.3.6 Геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные:

(2.16)

Диаметры начальные

(2.17)

Диаметры вершин зубьев:

(2.18)

Диаметры впадин зубьев

(2.19)

Ширина колеса (2.20)

Ширина шестерни (2.21)

2.3.7 Определение усилий в зацеплении, кН

Окружное усилие

(2.22)

Радиальное усилие

(2.23)

2.3.8 Проверке зубьев по напряжениям изгиба

Проводим проверку изгибной прочности

и (2.24)

Значения коэффициента определяем по рис.2.5, а коэффициента назначаем в соответствии с рекомендациями

и

Расчет ведем по колесу

(2.25)

- коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от коэффициента ширины

(2.26)

– коэффициент динамичности нагрузки

Для определения коэффициента динамичности нагрузки предварительно находим окружную скорость колеса

(2.27)

= 1,8

Условие прочности выполняется

2.3.9 Расчет по контактным напряжениям

(2.28)

где К=428 – вспомогательный коэффициент;

К_Нα=1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ=1,02 – коэффициент концентрации нагрузки;

К_Нυ=1,36 – коэффициент динамичности нагрузки

Условие прочности выполняется

2.4 Расчет быстроходной ступени

2.4.1 Для соосного редуктора межосевое расстояние, мм

(2.29)

2.4.2 Определение модуля передачи

Для зубчатых колес при твердости зубьев 350 НВ модуль назначают

,

принимаем стандартное значение модуля .

2.4.3 Определение суммарного числа зубьев

2.4.4 Определение числа зубьев шестерни

2.4.5 Определение числа зубьев колеса

2.4.6 Геометрические размеры передачи

Основные размеры шестерни и колеса, мм

Диаметры делительные:

Диаметры начальные

Диаметры вершин зубьев:

Диаметры впадин зубьев

Ширина колеса

Ширина шестерни

2.4.7 Определение усилий в зацеплении, кН

Окружное усилие

Радиальное усилие

2.4.8 Проверке зубьев по напряжениям изгиба

Проводим проверку изгибной прочности

и

Значения коэффициента и коэффициента определяем по рис.2.5.

и

Расчет ведем по колесу

- коэффициент концентрации нагрузки определяем в зависимости от коэффициента ширины

– коэффициент динамичности нагрузки

Для определения коэффициента динамичности нагрузки предварительно находим окружную скорость колеса

= 1,67

Условие прочности выполняется

2.4.9 Расчет по контактным напряжениям

где К=428 – вспомогательный коэффициент;

К_Нα=1 – коэффициент распределения нагрузки между зубьями;

К_Нβ=1,15 – коэффициент концентрации нагрузки;

К_Нυ=1,05 – коэффициент динамичности нагрузки

Условие прочности выполняется

3. Расчет валов

3.1 Расчет быстроходного вала

Проектный расчет

Для изготовления вала выбираем сталь 45 с улучшением

Диаметр выходного конца вала

(3.1)

Диаметр выходного конца вала принимаем равный диаметру вала электродвигателя

Диаметр вала под подшипниками

(3.2)

где t– высота буртика

принимаем

(3.3)

где r – координата фаски подшипника

3.2 Расчет промежуточного вала

Проектный расчет

Для изготовления вала выбираем сталь 45 с улучшением

Диаметр вала под колесом

(3.8)

Диаметр вала принимаем

Диаметр вала под подшипниками

; принимаем d_П= 35 мм

принимаем d_БП=44мм

3.3 Расчет тихоходного вала

3.3.1 Проектный расчет

Для изготовления вала выбираем сталь 45 с улучшением

Диаметр выходного конца вала

(3.9)

Диаметр выходного конца вала принимаем

Диаметр вала под подшипниками

; принимаем 40 мм

; принимаем 50мм

3.3.2 Проверочный расчет вала

Определение опорных реакций

Исходные данные: F_t4=100H; F_r4=40H; консольная сила в месте установки полумуфты

В вертикальной плоскости

Проверка:

В горизонтальной плоскости

Суммарные реакции

Изгибающие моменты:

в вертикальной плоскости:

;

;

в горизонтальной плоскости:

;

;

Суммарные изгибающие моменты

Крутящий момент

3.3.3 Упрощенный расчет вала

Опасным будет сечение под опорой В

– эквивалентное напряжение

– номинальное напряжение изгиба

– напряжение кручения

– коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения,

S – коэффициент запаса сопротивления усталости, S=2

– эффективный коэффициент концентрации, =1,8

Условие прочности выполняется

Рисунок 1 – Тихоходный вал

4. Расчет и подбор подшипников

4.1 Выбор подшипников быстроходного вала

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 206 с динамической грузоподъемностью С=19,5кН, статической грузоподъемностью С₀=10 кН

4.2 Выбор подшипников промежуточного вала

Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 207 с динамической грузоподъемностью С=25,5кН, статической грузоподъемностью С₀=13,7 кН

4.3 Расчет подшипников тихоходного вала

Определяем долговечность подшипника

Предварительно выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники легкой серии 208 с динамической грузоподъемностью С=32кН, статической грузоподъемностью С₀=17,8 кН

Расчет ведем по подшипнику В, как наиболее нагруженному

Эквивалентная нагрузка

Расчетная долговечность, млн.об.

млн.об

Расчетная долговечность, ч,

ч,

Что соответствует сроку службы передачи.

5.Расчет шпоночных соединений

Для установки колеса быстроходной ступени на вал выбираем шпонку призматическую со скругленными концами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности

МПа (5.1)

d = 60 мм; b = 18 мм; h = 11 мм; l =125 мм

МПа

Для установки колеса тихоходной ступени на вал выбираем шпонку призматическую со скругленными концами. Материал шпонки – сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности

МПа

d = 60 мм; b = 18 мм; h = 11 мм; l =125 мм

МПа

6.Подбор муфты

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного вала редуктора, устанавливаемых на общей раме, применяются упругие втулочно-пальцевые муфты и муфты со звездочкой. Эти муфты обладают достаточными упругими свойствами и малым моментом инерции для уменьшения пусковых нагрузок на соединяемые валы. Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент. Муфты выбирают по расчетному моменту

(6.1)

Выбираем упругую муфту со звездочкой 63-24-1-У3 ГОСТ 14084-93, для которой номинальный вращающий момент

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины применяют цепные муфты и муфты с торообразной оболочкой. Эти муфты обладают достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов.

Выбираем муфту с торообразной оболочкой 200-35-1-У3 ГОСТ 20884-93, для которой номинальный вращающий момент

Применяемые муфты обеспечивают надежную работу привода с минимальными дополнительными нагрузками, компенсируя неточности взаимного расположения валов вследствие неизбежных осевых, радиальных и угловых смещений.

7.Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Смазывание зацепления 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.

Вид смазки:

При контактном напряжении σ_Н=501,33МПа и при окружной скорости v=2,08м/с выбираем масло

И-Г-А-68 по ГОСТ 17479.4-87

И – индустриальное,

Г – для гидравлических систем,

А – масло без присадок

Объем масла рассчитывается по формуле:

Зацепления и подшипники валов смазываются маслом из картера, разносимого по корпусу колесами, также в корпусе будет создаваться масляный туман, что тоже будет смазывать подшипники, кроме того, подшипники можно смазывать пластичной смазкой путем заполнения ее в подшипник.

8. Расчет конструктивных элементов редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

- верхний пояс корпуса и пояс крышки

- нижний пояс корпуса

Диаметры болтов:

- фундаментных

принимаем болты М26

- крепящих крышку к корпусу у подшипников

принимаем болты с резьбой М18

- соединяющих крышку с корпусом

принимаем болты с резьбой М14

Список литературы

1. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя» в3-х т. М.: Машиностроение, 1978

2. Столбин В.Г., Жуков К. П., «Расчёт и проектирование деталей машин».: Высш.школа,1978.

3. Решетов Д.Н. «Детали машин».: М. 1989

4. Черемисинов В.И. «Курсовое проектирование деталей машин». – Киров, РИО ВГСХА, 2002