Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый)
Тема проекта: Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический,
одноступенчатый)
Исходные данные:
. Окружное усилие на барабане F=3000 Н
.Скорость ленты υл=1,6 м/с
. Диаметр барабана Dб=390
мм
. Срок службы n=7 лет при работе
в 2 смены (по 8 часов)
Схема задания:
Рисунок
1 Кинематическая схема привода
Ленточный транспортер (рис.1) предназначен для перемещения массовых или
штучных грузов непрерывным потоком. Он состоит из приводного барабана,
натяжного барабана, охватывающей их ленты, поддерживающих роликов, привода,
натяжного устройства и рамы.
Привод включает электродвигатель 1, одноступенчатый цилиндрический
редуктор 3, соединительную муфту 2, цепную передачу 4 .
Согласно графику нагрузки (рис. 2) режим работы транспортера -
нестационарный. Реверсирования привода не требуется.
Транспортер установлен в помещении, условия работы - нормальные (t=20ºC).
Масштаб выпуска привода - единичный: основной способ получения заготовок
корпусных деталей - сварка; зубчатых колес- прокат или поковка.
Циклограмма нагружения:
.
Выбор электродвигателя
привод ленточный конвейер
редуктор
Для выбора электродвигателя определяем КПД привода, требуемую мощность и
частоту вращения.
Общий КПД привода:
- КПД
цепной передачи;
- КПД
цилиндрической зубчатой передачи;
- муфта;
- пара
подшипников вала барабана
Потребляемая
мощность (кВт) привода определяется по формуле:
Где
- эквивалентный вращающий момент, Нм;
-
коэффициент переменного режима нагружения
-
номинальный длительный момент, равный моменту на валу барабана
Табличное:
P=5,5кВт; n1=2850 об/мин; n2=1430
об/мин; n3=960 об/мин; n4=715 об/мин
Предварительно
вычисляем частоту вращения приводного вала:
где
Dб - диаметр, мм
После
выбора частоты вращения определяем общее передаточное число:
Uобщ = Uред Uред
= nвх/nвых
U1 = 2850/78,4 =
36,3
U2 = 1430/78,4 =
18,2
U3 = 960/78,4 =
12,2
U4 = 715/78,4=
9,1
Принимаем
Uред = 5
2.
Расчёт зубчатых колёс
Материал зубчатых колес
В целях унификации для всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ
4543-71, имеющую широкое применение в редукторостроении при отсутствии жестких
требований к габаритам и массе, при V < 10 м/с и относительно невысокой стоимости.
Производство - единичное.
Для повышения нагрузочной способности и лучшей прирабатываемости рекомендуется
иметь высокий перепад твердостей:
Н1т - Н2т > 100НВ
назначаем [2,c.4] для колеса -
улучшение, для шестерни - закалку ТВЧ.
Механические характеристики материала [2,c.6] приведены в табл.1
Вычисляем вращающий момент:
Угловая
скорость колеса ω
= 8,2с-1;
Время
работы передачи Lh = 10765ч
Таблица 1
Наименование параметра
|
Обозначение, размерность
|
Ступень передачи
|
|
|
z1
|
z2
|
сечение
|
D, мм
|
125
|
|
|
S, мм
|
|
80
|
термообработка
|
|
ТВЧ
|
улучшение
|
твердость
|
HRC
|
45…50
|
|
|
HB
|
|
269…302
|
средняя
|
HBm
|
460
|
285
|
предел прочности
|
σв , Мпа
|
900
|
900
|
предел текучести
|
σв , Мпа
|
750
|
750
|
2.1 Выбор материала и ТО
Сталь 40Х
Колесо - улучшение; НВ 235…262
Шестерня - улучшение и закалка ТВЧ; HRC 45…50
.2 Допускаемые напряжения
Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений
Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рис.2) к
эквивалентному постоянному [2,c.9]
, (1.10)
где
- Тmax - номинальный момент - наибольший из длительно
действующих (число циклов N > 5 · 104 ) по циклограмме нагружения
т
показатель степени отношения моментов:
при
расчете на контактную выносливость тH = qH /2 (qH -
показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость);
для
зубчатых передач qH = 6;
при
расчете на выносливость при изгибе тF = qF /2 (qF -
показатель степени кривой усталости при расчете на изгиб);
для
зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при
нагреве ТВЧ со сквозной закалкой , и зубчатых колес со шлифованной передней
поверхностью независимо от твердости и термообработки зубьев qF =
6;
μн=13*0,5+0,53*0,25+(-0,5)3*0,25=0,5
μF=16*0,5+0,56*0,25+(-0,5)6*0,25=0,508
Суммарное
число циклов напряжений:
(1.11)
где
- n = n1 для шестерни, n = n2
для колеса;
с
= 1 - число зацеплений зуба за один оборот;
Lh = 365 · 24 · kr kc Lr = 365 · 24 · 0,3 · 0,6 · 7 =
11037ч, - ресурс передачи в часах
где
- kr = 0,3 - коэффициент годового использования;
kc = 0,6 -
коэффициент суточного использования;
Lr = 7 - срок
службы в годах;
Эквивалентное
число циклов напряжений:
при
расчете на контактную выносливость - NHE =μH · NΣ ;
при
расчете на выносливость при изгибе - NFE =μF · NΣ ;
Базовое
число циклов напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:
, (1.12)
где
- средняя твердость зубьев;
Число
циклов перемены напряжений:
Для
колеса: N2 =573ω2Lh = 573*8,2*10765 = 5*106
Для
шестерни: N1 = U*N2 = 9*5*106 = 45*106
Число
циклов перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости:
Для
колеса: HBср = 285; Nho2 = 16*106
Для
шестерни: HRCср = 47,5; Nho1 = 71*106
По
ГОСТ 21354-87 коэффициент расчетной нагрузки представляется в виде:
К
= КА · КV · К β · К α , (1.18)
где
- КА - коэффициент внешней динамической нагрузки. КА = 1 (внешние динамические
нагрузки учтены в циклограмме нагружения).
К
Н V- - коэффициент внутренней динамической нагрузки.
Значения КV выбираются по [2,с.18,табл.4.3] в зависимости от
точности передачи, твердости и наклона зубьев, окружной скорости.
Приближенно
значение окружной скорости [2,с.16]:
, м/с
(1.19)
n1 - частота
вращения шестерни (табл.1.4);
Т2
- номинальный момент на колесе (табл.1.4), Н·м;
СV -
коэффициент, определяемый по [2,с.17,табл.4.1]
-
коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию [2,с16-17]
u - передаточное
число ступени (табл.1.4);
К
Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по длине контактной линии. По методике МГТУ им. Баумана
[2,с.39]:
(H2
< 350, V < 15 м/с, - колеса прирабатывающиеся)
КНβ=1+(-1)*КНW ,
(1.20)
где
- - начальное значение КНβ до приработки зубьев. Выбирается в зависимости от
твердости зубьев, схемы передачи [2,c.39] и коэффициента ψbd ,
для
быстроходной ступени схема передачи - 3 [2,с.39];
для
тихоходной ступени схема передачи - 8 [2,с.39];
ψbd =
0,5 · ψbа ·
(u+1)
КНW
=0,46 - коэффициент приработки зубьев [2,c.17];
К
Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки
между зубьями [2,с.20, рис.4.3]
Результаты
расчета коэффициентов приведены в табл.2
Таблица
2
Наименование параметра
|
Передача
|
Примечание
|
1 Частота вращения, мин-1
|
1450
|
|
2 Момент, Нм
|
28
|
|
3 Передаточное число
|
7,1
|
|
4 Коэффициент ψbа
|
0,315
|
|
5 Коэффициент ψbd
|
1,3
|
|
6 Скоростной коэффициент
|
1600
|
ТВЧ1+У2
|
7 Окружная скорость, м/с
|
2,1
|
|
8 Степень точности
|
8
|
|
9 Коэффициент К Н V
|
1,04
|
|
10 Коэффициент 1,6
|
|
|
11 Коэффициент КНβ
|
1,28
|
|
12 Коэффициент К Нα
|
1,28
|
|
13 Коэффициент К Н
|
1,7
|
|
Коэффициент долговечности:
Колеса:
Шестерни:
Допустимые
контактные напряжения и напряжения соответствующие числу циклов NHO =
4*106
Колеса:
Шестерни:
Полагая,
что модуль передачи мм:
· Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, с
учётом времени работы передачи:
Колеса:
Шестерни:
· Среднее допускаемое контактное напряжение:
· Окончательно принимаем:
2.3
Межосевое расстояние
Принимаем
ψа = 0,315, тогда ψd = 0,5ψа(U+1)
= 0,5*0,315(5+1) = 0,943; KHυ = 1,01
Округляя
до стандартного значения, принимаем αw = 160 мм.
.4
Предварительные размеры
Делительный
диаметр:
Ширина:
Ширину
колеса после вычислений округляем в ближайшую сторону до стандартного числа b2 =
50мм.
.5
Модуль передачи
Максимально
допустимый модуль mmax, мм, определяется из условия неподрезания зубьев у
основания.
Принимаем
Km= 2,8*103
Модуль
передачи:
Принимаем:
m=1,5мм.
.6
Угол наклона и суммарное число зубьев
· Минимальный угол наклона зубьев
Для
шевронной передачи . Принимаем
· Суммарное число зубьев
Округляя,
принимаем zΣ = 164
· Действительное значение угла наклона зубьев
cosβ = cos39,8
= 0,768
tgβ = tg39,8
= 0,833
2.7 Число зубьев шестерни и колеса
Шестерня:
Значение
z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.
Колесо: z2 = zΣ - z1 = 164 - 28 = 136
2.8 Фактическое передаточное число
Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от
номинального более чем на 3%.
.9
Диаметры колёс
· Делительные диаметры:
шестерни:
колеса:
· Диаметры окружностей вершин и впадин:
шестерни:
колеса:
.10
Пригодность заготовки колёс
Чтобы
получить при термической обработке принятые для расчёта механические
характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры Dзаг
, Сзаг , Sзаг заготовок колёс не превышали предельно допустимых
значений Dпр =125мм , Sпр =80мм.
Условие
выполняется.
.11
Силы в зацеплении
Окружная:
Радиальная:
Для
стандартного угла α
= 200 tgα = 0,364
Осевая:
2.12
Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба
· Окружная скорость колеса:
Степень
точности передачи 8. КFα = 1,0.
Значение
коэффициента Yβ, учитывающего угол наклона зуба в шевронной передаче,
вычисляют по формуле(β
в градусах), при условии :
Коэффициенты:
КFβ = 1,3; KFV = 1,02; YF2 = 3,61; YF1 =
3,81
· Расчётное напряжение изгиба:
Колеса:
Что
меньше [σ]F2 = 256*106 Па.
Шестерни:
Что
меньше [σ]F1 = 370*106 Па.
Прочность
на изгиб зубьев обеспечена.
.13
Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям
KHα = 1,4; KHβ = 1,4; KHV = 1,1
U = 5; Ft =
3940 H; d1 = 55 мм; b2 = 50мм
Расчётное
значение контактного напряжения:
Что
меньше [σ]H = 823*106 Па.
Значение
диаметров валов редуктора определяем по формуле:
[τ] = 40 H/мм2; Тк = 524Нм = 524000Нмм; Тш = Тк / U =
524000 / 5 = 104800Нмм
Принимаем
dk = 40 мм
Принимаем
dш = 24 мм
3.
Расчёт валов
.1
Расчёт тихоходного вала на прочность
Определяем
реакции опор Ra, Rв.
Проверка:
Строим эпюры:= -RA*Z1 = 2453*Z1
< Z1 < 0,049= RB*Z2 = 3188*Z2
0
< Z2 < 0,049
Определяем
реакции опор, .
ΣMA = 0
ΣMB = 0
Проверка:
++Ft = 0
-
1970 + 3940 = 0
Строим
эпюры:
Mz1 = -*Z1 = -1970*Z1
< Z1 < 0,049
Mz2 = *Z2 = -1970*Z2
< Z2 < 0,049
.2 Расчёт быстроходного вала на выносливость
Определяем реакции опор RA , RB.
ΣMA = 0
ΣMB = 0
Проверка:
RA + RB + Fr =
0
+
836 - 735 =0
Строим эпюры:
Mz1 = *Z1 = 101*Z1
< Z1 < 0,049
Mz2 = *Z2 = 836*Z2
<
Z2 < 0,049
Определяем
реакции опор , .
ΣMA = 0
ΣMB = 0
Проверка:
R’A + R’B + Fr =
0
+
1970 - 3940 =0
Строим
эпюры:
Mz1 = *Z1 = 1970*Z1
Mz2 = *Z2 = 1970*Z2
< Z2 < 0,049
4. Динамический расчёт подшипников
Для
шариковых P=10/3
Приведённая
расчётная нагрузка:
P=(XVFr+YFo)KσKt
Kσ=1,25 Kt=1
.1
Расчёт подшипников для быстроходного вала
Fa=3282H n=715об/мин d=24мм C=35200H e=0.37 Y=1.62
S1=0.83eFr1=0.83*0.37*1973=606H
S2=0.83eFr2=0.83*0.37*2140=657H
Считаем
приведённую нагрузку:
P1=(1*1*2009)*1.25*1=2511H
P2=(0.4*1*2257+1.62*1571)*1.25*1=4309H
.2
Расчёт подшипников для тихоходного вала
Fa=3282H n=143 об/мин d=40мм C=35200H e=0.37 Y=1.62
S1=0.83eFr1=0.83*0.37*3146=966H
S2=0.83eFr2=0.83*0.37*3748=1151H
Считаем
приведённую нагрузку:
P1=(0,4*1*2012+1.62*1789)*1,25*1=4628H=(1*1*2720)*1.25*1=3400H
5.
Расчёт шпоночных соединений
lp=l-b=50-10=40мм
Т=524Нм
K=h-t1=10-5=5мм
[σсм] = σт/[S]
=> [S] = 2 σт =
650МПа
[σсм] = 325МПа
6.
Подбор масла
Окружная
скорость колёс:
Контактное
напряжение:
σн = 823МПа
Выбираем
по справочнику масло сорта:
Индустриальное
И-50А, вязкостью 50*10-6 м2/с
7.Технический проект
.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала на выносливость
Опасное сечение вала (см. п.2.7) - под зубчатым колесом Z 2.
Коэффициент безопасности вала на выносливость [8,c.171]
S = , (3.1)
где
Sб - коэффициент безопасности по нормальным напряжениям
изгиба : цикл симметричный , Rб = -1, σm = 0, σa = σmax ;
Sб = ; (3.2)
St - коэффициент
безопасности по касательным напряжениям кручения: цикл отнулевой, Rτ = 0, τm = τa =
0.5 τmax;
Sτ = ( 3.3)
В формулах (3,2) и (3,3) :
а) σ-1 , τ-1 - пределы выносливости при симметричном цикле:
для стали 45 (улучшение) [3,c.6] σв = 890 МПа,
σ-1
= 0,45 · σв = 0,45·890 = 400МПа ;
τ-1
= 0,6 · σ-1
= 0,6·400 = 240 МПа ;
б)Kστ ,KτD - коэффициенты запаса прочности вала
[8,c.171] :
Kστ =(+K--1)/Kу ;
KτD = (+K-1)/Kу ;
где
Kσ ,Kτ -эффективные коэффициенты концентрации напряжений
εσ, ετ -масштабные факторы;
K,K - коэффициенты шероховатости поверхности ,
K =K;
Kу - коэффициент
упрочнения.
Концентраторы
напряжений в опасном сечении вала :
1) посадка 50 Н7/р6
Согласно [9,c.71] тип посадки
1, Kσ /εσ = 4.28 (d = 50 мм, σв = 900МПа) ; Kτ / ετ = 3,07 ;
2) шпоночный паз (шпонка 14 х 9 х 36)
Согласно [9,c.69,рис.4,13 -
средняя прямая] Kσ = 2.12 ; Kτ =2.05
Согласно [9,c.67, рис.4,10] εσ
= ετ =0,79.
Тогда Kσ /εσ = 2,12/0,79 = 2,68; ; Kτ / εσ = 2,05/0,79 = 2,59
Так как Kσ /εσ и Kτ / ετ от посадки больше, чем от шпоночного
паза, то в дальнейшем расчете учитываем ; Kτ / εσ = 4,28 и Kτ / ετ = 3,07 от посадки.
Согласно
[9,c.73,табл.4,3] K = K; при Rz = 6.3мкм и σв = 890 МПа
K = K= 1,15.
Упрочнение
поверхности вала отсутствует : Ку = 1,0.
Тогда
Kστ = (4,28 +1,15 -1)/ 1 = 4,43
KτD = (3,07+1,15 - 1)/1 = 3,22
в)
σmax =M/Wнетто
- напряжение изгиба;
τmax =T/Wp
нетто -напряжение кручения,
Wнетто =,
Wp нетто = .
моменты
сопротивления сечения “нетто” ,т.е. за вычетом шпоночного паза
Wнетто =
Wp нетто
σmax ==16,5 МПа ; τmax = = 26,2МПа .
г)KLσ ,KLτ - коэффициенты долговечности:
KLσ = KLτ =, где [8,c.171]
базовое число циклов для валов N0 = 4·106 ; m = 6 - для улучшенных валов ;
NE = KE · N∑
- эквивалентное число циклов перемены напряжений;
коэффициент
приведения согласно графику нагрузки и m = 6
KE = (0.3·16 +
0.7·0.66) = 0.333 (см.п.1.2.2);
N= 24,7·106 - для тихоходного вала (см.табл.1.6);
NE =
0,333·24,7·106 =8,23·106.
Так
как NE > N0 ,то принимаем KLσ = KLτ = 1,0 .
д)τ - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии
цикла : [8,c.171] τ = 0.15
Подставляя
данные в формулы (3.2),(3.3), получим
Sσ = 1·400/4,43·16,5 = 5,47;
Sτ = 2 ·240/(3,22/1 + 0,15)·28.2 = 5.05
.
По формуле (3,1):
S = 5.47·5.05/= 3.71 > [S] =1.5-2.
Выносливость
вала в опасном сечении обеспечивается.
.2
Проверка прочности болтов крепления редуктора к раме
Схема нагружения редуктора и нагрузка на наиболее нагруженный болт на рис.3.1.
.2.1 Определяем координаты центра тяжести (рис.3.2) ,из чертежа
редуктора, и основные геометрические размеры:
l1 =
158 мм
l2 =
88 мм
lx =
150мм
ly =
63мм
lz =
135мм
l3 =
180мм
.2.2 Приводим нагрузку к центру тяжести (рис.3.2)
1.Fx = 0
.Fy = Fbx =2639 H
.Fz =Fby =3139 H
.Tz = Fbx· lx =470.8 Нм
.Mx =TБ - ТТ - Fby·ly + Fbx·lz = 4,9-250-2639 ·
0,063 +3139 · 0,135 = 12.4Нм
6.Му=Fby·lx = 2639·0.15 = 396 Нм
Стык работает на сдвиг (Fy,Тz ) и на отрыв (Fz,Mx,My).Число
болтов---4.
.2.3 Соединение под действием сдвигающей нагрузки (рис.3.2).
Считаем, что сила Fy
распределена по болтам равномерно
FFy =
Нагрузка
от момента Тz:
FT max=
где
-расстояние до наиболее удаленного болта;
-
расстояние до i-го болта
FT max=Н
Сдвигающая
сила, H:
Fсдв===1097
.2.4Условия надежности:
Ff Fсдв
где
Ff -сила трения
Потребная сила затяжки болтов для предотвращения сдвига :
Fзат 1 =
где
К = 1,5 ; i =1 -число плоскостей стыка ; f =0.2
-коэффициент трения на стыке.
Fзат 1 =Н
7.2.5 Соединение под действием отрывающей нагрузки (рис.3.3)
Сила от момента :
FM max=
lmax-расстояние
до наиболее удаленного болта
m-число болтов в
одном ряду
n-число болтов с
одной стороны оси симметрии
FMx=
FMy=
Внешняя отрывающая сила в зоне первого болта:
F= FFy+ FMx+ FMy=
1804H
Потребная сила затяжки из условия нераскрытия стыка:
Fзат2=
где
k=2 -
коэффициент запаса сцепления по не раскрытию стыка
=0,2 -
коэффициент внешней нагрузки
Аст
- площадь стыка; Аст = 2а·в =42840 мм2.
Wст-момент
сопротивления стыка
WСТх=; WСТy=
IСТх=4[]=454·106 мм4
ICТy ==308·106 мм4.
WCTx=;
WCty=
Fзат==3842Н
Fзат 1 =9012 Н; Fзат
2 =3842Н. Принимаем Fзат =9012Н.
.2.6
Расчетная нагрузка на болт
Fб=1,3 Fзат
+·F = 1.3·9012+0.2·1804=12076.4 H
При
проектировании конструктивно по рекомендациям практики [8,c.
]принимаем болт М16.Определим напряжения возникающие в данном болте:
.
[S]=-допустимый коэффициент безопасности без контроля
затяжки; К=1-для нелегированных сталей.
[S]=
C1=13.835 (для Мl6);
; т=3,9·80=312;
Класс
прочности болта т312 МПа. Приемлемый класс прочности 6,6; 5,8.
Список
используемой литературы
1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей
машин»
2. Д.Н. Решетов «Детали машин: Атлас конструкций»
. С.Н. Ничипорчик «Детали машин в примерах и задачах»
. В.Н. Кудрявцев «Курсовое проектирование деталей
машин»
. С.А. Чернавский «Проектирование механических
передач»
. Методические указания: