Расчет и проектирование привода пластинчатого конвейера

Содержание

пластинчатый конвейер привод

Техническое задание

Введение

. Кинематический и силовой расчет привода. Выбор электродвигателя и редуктора

.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

.2 Определение расчетной мощности на валу электродвигателя

.3 Определение частоты вращения вала исполнительного

органа и двигателя

.4 Выбор электродвигателя

.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

. Проектный расчет открытой зубчатой передачи

2.1 Материалы и термообработка

2.2 Коэффициент ширины передач относительно диаметра шестерни

.3 Коэффициент К_Fβ

2.4 Число зубьев зубчатых колес

2.5 Коэффициент

2.6 Модуль зацепления

2.7 Геометрические размеры зубчатых колес

. Проверочный расчет открытой передачи

.2 Проверочный расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

. Силы в зацеплении передач

4.1 Окружная сила

.2 Радиальная сила

5. Компоновка вала приводных звездочек

5.1 Проектный расчет вала

.2 Выбор подшипников и шпонок

.3Проверочный расчет вала на статическую прочность

5.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

.5 Проверочный расчет шпоночного соединения

. Расчет комбинированной муфты

.1 Выбор стандартной упругой полумуфты

.2 Расчет фрикционной дисковой полумуфты

6.3 Рачет пружины сжатия

Список использованных источников

Введение

пластинчатый конвейер привод

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода пластинчатого конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и числа и шагом зубьев звездочки исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам, частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель и редуктор. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ зубчатой цилиндрической передачи.

1 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И РЕДУКТОРА

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

Мощность P_4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:

,

где F_t - окружное усилие, Н;

v_t - окружная скорость, м/с (см. рис. 1).

 

 

.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

Расчетная мощность на валу двигателя Р_1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:

,

где    η - общий КПД привода равный

η₁ - КПД муфты η₁ = 0,98;

η₂ - КПД редуктора η₂ = 0,94

η₃ - КПД открытой зубчатой цилиндрической передачи, η₃ = 0,94;

При этом:

 

.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

Частота n₄, мин^-1, вращения вала:

где    D - диаметр барабана ленточного конвейера, мм;

1 - электродвигатель;

- комбинированная муфта;

- двухступенчатый планетарный редуктор;

- открытая цилиндрическая передача;

- звездочки приводные.

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода пластинчатого конвейера

Частота n₁, мин^-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:

,

где    i - передаточное отношение привода,

 

i₁ - передаточное отношение планетарного 2-х ступенчатого редуктора , i₁=25…125

i₂ - передаточное отношение открытой зубчатой цилиндрической передачи, i₂=3…7;

По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:

;

1.4 Выбор электродвигателя

Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель - АИР71В2У3 IM1081 [1] (рис.1.2) [2]. Мощность Р_ДВ = 1,1 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин^-1.(хуйня конеш, но пойдет)

Номинальная асинхронная частота вращения n₁ вала вычисляется по формуле:

где    n_c - синхронная частота вращения, мин^-1, n_c=3000 мин^-1[2];

S - относительное скольжение вала, %, S=6,5%;

  

1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора

Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:

,

Подставив, значения получим:

Назначаем передаточное отношение i₂ открытой передачи

i₂ = 2.

Таким образом, передаточное отношение редуктора i_р вычисляем следующим образом:

Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных цилиндрических двухступенчатых редукторов по ГОСТ 20373 i₁ = 100. Тогда передаточное отношение открытой зубчатой передачи равно:

Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

 j = 1, 2…k-1,

где k - порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1.1);

Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:

 j = 1, 2…k-1,

Тогда частота вращения 3-го вала будет равна:

Вращающие моменты вычислим по формуле:

 j = 1,2…k,

Вычислим вращающие моменты на всех валах:

Вычисленные параметры запишем в таблицу.

Таблица 1.2 - Силовые и кинематические параметры привода

Номер вала	Мощность Р, кВт	Частота вращения n, мин-1	Вращающий момент Т, Нм
1	1,125	2805	3,83
3	1,037	28,05	353
4	0,975	7,43	1253

Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный планетарный двухступенчатый редуктор Пз2-50-100-3-1-380 ГОСТ 27142-86, Т_вых = 500 Нм при n_вх = 3000 мин^-1 [2].

2. ПРОЕКТНЫЙ РАСЧЁТ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Материалы и термобработка

Для колес зубчатой передачи следует провести цементацию (поверхностное насыщение зубьев углеродом с последующей закалкой и низким отпуском). Поверхностная закалка ТВЧ.

Шестерня - Сталь 58 ГОСТ 1050-88; Н_НВ1=560 НВ; Н₁=55 HRC.

Колесо - Сталь 58 ГОСТ 1050-88; Н_НВ1=560 НВ; Н₁=50 HRC.

Предел контактной выносливости:

.2 Коэффициент ширины передач относительно диаметра шестерни

Определяется в зависимости от твёрдости рабочих поверхностей зубьев и от расположения опор.

 т.к. консольное расположение колеса относительно опор и твердость колес Н_1,2≥350 НВ.

2.3 Коэффициент

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе. Определяется по зависимости от параметра , твердости и расположения зубчатых колес относительно опор.

При твердости Н_1,2>350 HV и  коэффициент .

2.4 Число зубьев зубчатых колес

Для шестерни число зубьев примем z₁= 20. число зубьев колеса z₂= z₁∙u = 20∙3,7752≈76. Число зубьев колеса округлим до целого с уточнением передаточного числа:

 

2.5 Коэффициент

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется отдельно для шестерни и колеса в зависимости от эквивалентного числа зубьев. Для прямозубых передач:

.

Тогда

;

.6 Модуль зацепления

Модуль зацепления определяем из условия выносливости зубьев по изгибу

 

где К_m вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач: К_m = 14.

Допускаемые напряжения изгиба σ_FP, не вызывающие усталостного разрушения материала, определяется как для шестерни, так и для колеса каждой из рассчитываемых передач

где  - предел выносливости материала шестерни и колеса;

 - минимальный коэффициент запаса прочности, ;

 - коэффициент долговечности, вычисляемый отдельно для шестерни и колеса

 - показатель степени, для зубчатых колес с нешлифованной переходной поверхностью при твердости поверхности зубьев Н_1,2>350НВ, ;

 - базовое число циклов напряжений изгиба, соответствующее перегибу кривой усталости, ;

 - эквивалентное число циклов напряжений изгиба на зубьях шестерни или колеса, определяемое в зависимости от режима нагружения и продолжительности работы привода, рассчитываемое по формуле

 - коэффициент, характеризующий интенсивность типового режима нагружения при расчете на изгиб, принимаемый в зависимости от типового режима нагружения зубчатой передачи, при среднем нормальном режиме и  получим ;

 - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения (реверсирования) нагрузки на зубьях, принимаемый в зависимости от условий нагружения и от термообработки зубьев, .

Коэффициент долговечности:

Допускаемые напряжения изгибадля шестерни и колеса:

 МПа;

 МПа.

Тогда

.7 Геометрические размеры зубчатых колес

Делительный диаметр зубьев:

- шестерня  мм;

колесо  мм.

Диаметр вершин зубьев:

- шестерня  мм;

колесо  мм.

Диаметр впадин зубьев:

- шестерня  мм;

колесо  мм.

Межосевое расстояние

3. ПРОВЕРОЧНЫЕ РАСЧЕТЫ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

 

.2 Проверочный расчет передачи на выносливость зубьев при изгибе

3.2.1 Коэффициент

Коэффициент , учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при расчете зубьев на выносливость при изгибе. Определяется по зависимости от параметра , твердости и расположения зубчатых колес относительно опор.

При твердости Н_1,2>350 HV и  коэффициент .

.2.2 Коэффициент

Коэффициент , учитывающий распределение нагрузки между зубьев. При расчете на изгибную прочность полагают, что влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями то же, что и в расчетах на контактную прочность, т.е. ==1,0.

3.2.3 Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении

;

где  - удельная окружная динамическая сила при расчете на изгиб

;

 - коэффициент, учитывающий влияние вида зубчатой передачи и модификацию профиля зубьев, при твердости Н_1,2>350 HV и непрямых зубьях ;

 - коэффициент, учитывающий влияние разности шагов зацепления зубьев шестерни и колеса, при модуле 5 мм и 9-ой степени точности, коэффициент =82.

Удельная окружная динамическая сила

 Н/мм;

Коэффициент

.

3.2.4 Удельная расчетная окружная сила

;

 Н/мм.

.2.5 Коэффициент

Коэффициент , учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, определяется отдельно для шестерни и колеса в зависимости от эквивалентного числа зубьев:

для щестерни                ;

для колеса           .

3.2.6 Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев для косозубых передач

Для прямозубых передач Y_ε=1.

3.2.7 Коэффициент, учитывающий наклон зуба

Для прямозубых передач

3.2.8 Расчётное напряжение изгиба на переходной поверхности зуба

.

Допускаемые напряжения изгиба σ_FP, не вызывающие усталостного разрушения материала, определяется как для шестерни, так и для колеса каждой из рассчитываемых передач

Этот расчёт проводится для менее прочного зубчатого колеса передачи, которое определяется из сравнения отношений для шестерни и колеса

 МПа;

 МПа.

4. СИЛЫ В ЗАЦЕПЛЕНИИ ПЕРЕДАЧ

4.1 Окружная сила

;

где Т₁ - вращающий момент на шестерне, Нм;

d_w1 - начальный диаметр шестерни, мм;

kН.

4.2 Радиальная сила

;

где α_w - угол зацепления в нормальном сечении, α_w=20°;

 kН.

.1 Проектный расчет вала

Диаметр вала определяем по формуле:

Диаметр цапф вала в местах установки подшипников примем d_П=70 мм.

Диаметр буртика для подшипника № 1214 по ГОСТ 24428-90 примем d_БП =80 мм [2] :

Диаметр цапф вала под ступицами звездочек примем: d_В = 75 мм.

Длина конца вала примем l_к = 100 мм.

Длина ступицы звездочки lст = 90 мм.

.2 Выбор подшипников и шпонок

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его со звездочкой определяем размеры шпонки.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 75 мм [2]:

высота шпонки                                                            h = 12мм;

- ширина шпонки                                                         b = 20 мм;

- длина шпонки                                                           l = 90 мм;

глубина паза вала                                                        t₁ = 7,5 мм;

глубина паза ступицы                                                 t₂ = 4,9 мм.

Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с зубчатым колесом определяем размеры шпонки вала под зубчатым колесом.

Шпонка призматическая для диаметра вала d = 68 мм [2]:

высота шпонки                                                            h = 12 мм;

- ширина шпонки                                                         b = 20 мм;

- длина шпонки                                                           l = 100 мм;

глубина паза вала                                                        t₁ = 7,5 мм;

глубина паза ступицы                                                 t₂ = 4,9 мм.

Рисунок 5.1 - Эскиз шпоночного соединения.

Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 - 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии

№ 1214 [2, т. 2].

диаметр отверстия                                                      d_П = 70 мм;

диаметр внешнего кольца                                           D = 125мм;

ширина подшипника                                          В = 24 мм;

координата фаски                                                       r = 3,0 мм;

динамическая радиальная грузоподъёмность            C_r = 34,5кН;

статическая радиальная грузоподъёмность               C_0r = 18,7 кН.

Выбираем корпуса подшипников:

Корпус УБ125 ГОСТ 13218.3 - 80 [2, т. 2].

Ширина корпуса подшипника B_к = 48 мм.

Выбираем торцовые крышки подшипников с отверстием для манжетного уплотнения:

Крышка 12 - 125 × 80 ГОСТ 18512 - 73 [2, т. 2].

Высота крышки подшипника h_к = 15 мм.

Выбираем торцовые глухие крышки подшипников:

Крышка 22 - 125 ГОСТ 18511 - 73 [2, т. 2].

Выбор уплотнительной манжеты:

Манжета 1 - 80 × 105 - 3 ГОСТ 8752 - 79 [2, т. 3].

Рисунок 5.2 - Эскиз подшипника.

Рисунок 5.3 - Эскиз корпуса УМ 140

 

Рисунок 5.4 - Эскиз торцевых крышек: а) крышка 12 - 125 × 80,

б) крышка 22 - 125.

.3 Конструктивные размеры звездочек

Делительный диаметр звездочки мм.

Для определения других размеров звездочки необходимо выбрать цепь. Выбираем цепь по шагу t=50 мм и разрушающей нагрузке Q_разр.

,

Т.к цепей 2 штуки, то

Выбираем тяговую пластинчатую втулочную цепь М 28-50-2-1 (рис. 5.5) тип 2, исполнение 1 по ГОСТ 588-81 [2, Т.2, с.618].

- валик, 2 - втулка, 3 - ролик, 4 - внутренняя пластина, 5 - наружная пластина, 6 - ригель, 7 - болт, 8 - шайба, 9 - полый ролик.

Рисунок 5.5 - Цепь М 28-50-2-1 ГОСТ 588-81

Таблица 5.1 - Параметры цепи М 28-50-2-1 ГОСТ 588-81, мм

b1	b3	dp	h
40	17	15

Определим диаметр окружности впадин зубьев звездочки:

.

Определим диаметр вершин зубьев звездочки:

.

Определим ширину зуба звездочки:

.

Определим длину ступицы:

.

Принимаю =100 мм.

Определим диаметр ступицы:

.

Эскиз звездочки приводной представлен на рисунке 5.6.

Рисунок 5.6 - Звездочка приводная

.4 Компоновка узла звездочки, назначение размеров

Зная все необходимые детали, их размеры, скомпонуем узел звездочки .

Назначим размеры узла звездочки:

l_вx = 100 мм - длина конца вала по ГОСТ 12080-66 [2, Т.2, с.12];

= 35 мм - зазор между концом вала и крышкой подшипника;

= 91 мм - зазор между ступицей звездочки и крышкой подшипника;

=4мм- ширина кольца;

H_к = 23 мм - ширина крышки;

В_к = 48 мм - ширина корпуса подшипника;

l_ст =90 мм - ширина ступицы звездочки:

Рассчитаем необходимые размеры а, , b, c:

;

;

.5 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту

Окружная сила действующая на вал со стороны цепей через звездочки :

F_в = F₁+F₂;

где

F₁ = F_t/0,85 =7500/0,85= 8,824 kН,

F₂ = 0,15∙ F₁= 0,15∙8,824 = 1,324 kН.

Тогда

F_B = F₁ + F₂ = 8,824 + 1,324 = 10,148 kH.

Из уравнения моментов найдем реакции опор R_A и R_В :

Для определения опасного сечения найдем суммарные моменты:

 

 

 

 

Опасным сечением является сечение К, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.

Максимальное эквивалентное напряжение равно:

где d_К - Диаметр вала в сечении К,мм.

Тогда:

Допускаемое напряжение [σ], МПа:

где K_р         - коэффициент режима работы, K_р =2,0;

[σ_и]    - допускаемое напряжение изгиба, МПа.

где σ_Т         - предел текучести материала (Сталь 45), σ_Т = 320 МПа;

[n]     - коэффициент запаса, [n] = 2.

Тогда:

,73 МПа ≤ 80 МПа, - условие выполняется.

.6 Проверочный расчет подшипников на долговечность

Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

где    V       - коэффициент внутреннего кольца, V = 1 [3];

К_Т     - температурный коэффициент, К_Т = 1 [3];

Х       - коэффициент радиальной нагрузки, Х = 1 [3];

К_Б     - коэффициент безопасности, К_Б = 1,3 [3].

F_r = F_A =

.

Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:

где    a₁       - коэффициент долговечности, a₁ = 1;₂₃   - коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a₂₃ = 0,5 [3];

Сравниваем с требуемым ресурсом= 15000, ч:

Условие выполняется, следовательно подшипник 1214- годен.

.7 Проверочный расчет шпоночного соединения

Проведем проверочный расчет шпонки вала под зубчатое колесо, так как имея меньший диаметр, при прочих равных условиях, данное соединение является опасным.

Условие работоспособности шпонки вала:

где              Т       - передаваемый момент, Т = 1253 Нм;

d       - диаметр вала, d = 68 мм;

l_р       - рабочая длина шпонки, мм:

l_р = l - b = 90 - 20 = 70 мм;

k        - глубина врезания шпонки, мм:

k = h - t₁ =12 - 7,5 = 4,5 мм.

[σ_см]   -допускаемое напряжение смятия, [σ_см]<120 МПа.

МПа < 120 МПа условие выполняется.

6. РАСЧЕТ КОМБИНИРОВАННОЙ МУФТЫ

Комбинированная муфта состоит из упругой полумуфты МУВТ и фрикционной дисковой полумуфты.

.1 Выбор стандартной упругой полумуфты

Упругую муфту выбираем стандартную, на основе заданного Т_р=16 Нм ГОСТ- 12424-93 [4, стр.374]:

z_n=4 - кол-во пальцев; d_n=50 мм - диаметр расположения пальцев.

.2 Расчет фрикционной дисковой полумуфты

Предохранительная муфта - фрикционная дисковая для соединения валов диаметром d = 20 мм.

Найдем D_Н и D_ВН - соответственно, наружный и внутренний диаметры кольцевой поверхности трения дисков:

D_Н=(3,55)d,

D_ВН=(1,53)d;

где d - диаметр вала, на который насаживается муфта.

D_Н=(3,54)^.20 = 60 100 мм.

Принимаем

D_Н=100 мм.

D_ВН=(1,53)^.20 = 30 60 мм.

Принимаем

D_ВН=60 мм.

Диски выбираем из стали, коэффициент трения по стали f = 0,15, допускаемое давление [p]=0,25 МПа [4,стр. 381]

Момент срабатывания полумуфты под действием критической нагрузки регулируют пружинами, создающими осевую силу F_а; предельное значение ее определяют из условия, чтобы давление на диски не превышало допускаемой величины [р]:

,

 Н.

Предельный момент T_пр. начала срабатывания муфты определяют из условия равенства его моменту от сил трения на дисках:

,

где f=0,15 - коэффициент трения;

R - приведенный радиус кольца трения,

,

.

Увеличиваем расчетный момент на 10%, получаем предельный момент:

Т_пр= 7,85+0,785= 8,635 Н^.м.

Искомое число пар трения:

,

.

Округляем до большего четного числа, z=2.

Число ведущих дисков:

z₁ = 0,5z,

z₁=1.

Число ведомых дисков:

z₂ = z₁ + 1,

z₂=2.

Потребная сила сжатия дисков:

,

6.3 Рачет пружины сжатия

Располагаем m = 3 пружин.

Сила пружины при максимальной деформации:

Н.

Сила пружины при рабочей деформации:

Н.

Выбираем пружину сжатия по ГОСТ 13771-86 № 393, II класса 2-го разряда с d= 2,2 мм; D = 15 мм; С₁=109,1 Н/мм; S₃=2,283 мм, F_max=250 Н [2, т. 3].

Где d - диаметр проволоки, D - наружный диаметр пружины, С₁ - жесткость одного витка, S₃ - наибольший прогиб одного витка.

D₀ = D-d = 15 - 2,2 = 13,8 мм.

Принимаем число рабочих витков n_р = 5, тогда жесткость одного витка:

 Н/мм.

Деформация, мм

∆=F/С_пр,

Рабочая деформация:

∆₂= мм.

Максимальная деформация:

∆₃=мм.

Высота пружины при максимальной деформации, мм:

H₃ = (n₁ - 0,5)^.d,

где n₁ - полное число витков,

n₁= n_р + n₃,

где n_р - число рабочих витков;

n₃ - число зашлифованных витков, принимаем n₃=2.

n₁= 5+2= 7.

H₃= (7- 0,5)^. 2,2= 15,4 мм.

Высота пружины в свободном состоянии:

H₀ = H₃ + ∆₃ = 15,4+10,5= 25,9 мм.

H₂ = H₀ - ∆₂ = 25,9 - 9,96= 15,94 мм.

Шаг t = S₃ + d = 2,283 + 2,2 = 4,483 мм.

Вычислим отношение H₀/D₀ = 25,9/15 = 1,727.

,соблюдено, значит проверка пружины на устойчивость не требуется.

Рисунок 6.2 - Пружина сжатия

Список литературы

1.       Устиновсий Е.П., Шевцов Ю.А., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. - Челябинск: ЧГТУ, 1992.

.        Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х тт. - М.: Машиностроение, 1992.

3.       Дунаев П.Ф., Леликов О.П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 477с., ил.

4.       Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника, 1991. - 384 с.: ил.

.        Сохрин П.П., Устиновский Е.П., Шевцов Ю.А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. - Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. - 67 с.

.        Чурюкин В.А., Яшков Ю.К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. - Челябинск: ЧГТУ, 1986. - 61 с.

.        Сохрин П.П., Кулешов В.В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. - 94 с.