Проектирование привода ленточного транспортера

Проектирование привода ленточного транспортера

Введение

редуктор механизм червячный передача

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью). Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы. Выполнение курсового проекта способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Детали машин и основы конструирования».

Работа позволяет получить следующие навыки:

применения на практике приемов расчета и конструирования;

оставления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;

обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

работы со специальной технической литературой;

анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.

Кинематический расчет привода

Таблица. Исходные данные к расчету:

Определим общий КПД привода

 (1.1)

где  - КПД зубчатой цилиндрической передачи;  - КПД червячной передачи;  - КПД цепной передачи;  - КПД пары подшипников.

- 0,97; - 0,85; -0,93; -0,99.

η₀ =0,97 ·0,85·0,93·0,99³=0,75

Определим требуемую мощность электродвигателя

, (1.2)

где  - мощность на выходном валу привода

N_вых=F_t·V=6·0,1=0,6кВт (1.3)

По расчетным данным примем электродвигатель серии 471В4УЗ.

N_дв=0,75кВт, n_с=1500мин^-1, S=7,5%.

Определим требуемое общее передаточное число привода

, (1.4)

где  - асинхронная частота вращения ротора электродвигателя, определяется с учетом скольжения ротора;  - частота вращения выходного вала привода.

Асинхронная частота вращения ротора электродвигателя определяется из выражения:

, (1.5)

где  - синхронная частота вращения.

Для указанного выше электродвигателя типа 471В4УЗ S=7.5 %

Тогда .

Находим  из выражения:

. (1.6)

Тогда

=222.

Выполним разбивку общего передаточного числа по ступеням привода

, (1.7)

где  - передаточное зубчатой цилиндрической число передачи; - передаточное число червячной передачи. Принимаем следующие значения передаточных чисел: для зубчатой цилиндрической передачи =5, для червячной передачи =45. Определим фактическое передаточное число привода:

.

Найдём отклонение общего передаточного числа:

 (1.7)

Как видим, отклонение фактического передаточного числа привода  от требуемого передаточного числа  является допустимым.

Определим частоты вращения, угловые скорости и крутящие моменты на всех валах привода

На первом (ведущем валу)

,

где - в Ваттах

На втором валу

На третьем валу(выходной)

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Рассчитаем цилиндрическую прямозубую передачу (рис.1). Крутящий момент: на ведущем валу Т₁=Нм, на ведомом валу Т₂=26,4Нм, угловые скорости: на ведущем валу  на ведомом, передаточное число =5, срок службы редуктора t=8лет, коэффициенты использования привода в течение суток и в течение год: ,частота вращения ведущего колеса n₁=1387,5мин^-1, частота вращения ведущего колеса n₂=277,5 мин¹; передача не реверсивная.

, n₂

Рисунок 1-Схема цилиндрической прямозубой передачи

, n₁

. Выбор материалов

. Предел контактной выносливости при базовом числе циклов для улучшенной стали со средней твердостью рабочих поверхностей зубьев (НВ≤ 350) определяем по таблице 3.2 [1]:

для шестерни  ; (2,1)

для колеса .

. Базовое число циклов напряжений в зубьях колес пары:

для колеса принимаем по таблице 3.2 [1] ;

для зубьев шестерни рассчитываем:

. (2,2)

Эквивалентное число циклов перемены напряжений припеременной нагрузке:

 (2,3)

где с - число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым;  - частота вращения шестерни (колеса);  - время работы передачи при соответствующей ступени нагружения.

, (2.4)

где 365 - число дней в календарном году; 24 - число часов в сутках;  - срок службы привода;  - коэффициенты использования привода в течение суток и в течение года.

Рассчитаем эквивалентное число циклов нагружений шестерни:

_HE1=60*1*1387,5*22776=1,89*10⁷>N_HO,

N_HE2=60*1*277,5*22776=3,79*10⁶>N_HO

Поскольку  принимаем коэффициент долговечности для шестерни . Для стали с поверхностным упрочнением принимаем  [1, С. 33].

. Допускаемые контактные напряжения:

 МПа; (2.5)

 МПа.

5. Из рекомендуемого ряда значений  принимаем в соответствии со стандартом .

Определим коэффициент ширины венца по диаметру:

.

. Предварительно из таблицы 3.1 [1] принимаем значение коэффициента нагрузки .

Из условия контактной выносливости зубьев определим межосевое расстояние. Допускаемые контактные напряжения примем для колеса, так как они меньше.

, (2.6)

,

Принимаем по стандарту  [2, С. 20].

. Определим модуль зацепления:

 (2.7)

принимаем по стандарту m = 1.75 мм. [2, С. 21].

. Число зубьев колес и фактическое передаточное число

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

=2·80/1.75=91; (2.8)

Число зубьев шестерни:

=91/(5+1)=18 (2.9)

Число зубьев колеса:

 (2.10)

Фактическое передаточное число:

 (2.11)

. Геометрические параметры колес:

Делительный диаметр шестерни =18·1,75=31,5 мм; (2.12)

колеса =73·1,75=127,7 мм.

Диаметр вершин зубьев шестерни

 (2.13)

колеса

Диаметр впадин шестерни . (2.14)

колеса

Ширина венца колеса , (2.15)

шестерни  (2.16)

Значение коэффициента  (2.17)

. Окружная скорость шестерни:

 (2.18)

При такой величине скорости принимаем для передачи 8-ю степень точности из таблицы 3.4 [1].

. Уточним значение коэффициента нагрузки:

где из таблицы 3.5 [1] для твердости НВ<350 и симметричного расположения колес;  из таблицы 3.6 [1] для прямозубой передачи при скорости V< 5 м/с и твердости НВ < 350.

. Величина расчетных контактных напряжений:

 (2.19)

, что допустимо. (2.20)

. Предел выносливости при от нулевом цикле изгиба и коэффициент безопасности (табл. 3.9 [1]):

HB; .

Для штампованных заготовок

. Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни ;. (2.21)

для колеса

15. Определим коэффициент нагрузки (табл. 3.7, 3.8 [1]):

 (2.22)

. Установим колесо пары, для которого будет продолжен расчет.

Коэффициенты формы зубьев, выполненных без смещения (Х=0), [1, с. 42].

=57,9 МПа; . (2.23)

57,6 МПа.

следовательно, зубья колеса менее прочны, расчет производим для него.

. Проверка зубьев колеса на выносливость при изгибе:

 (2.24)

Расчет червячной передачи

Рассчитаем червячную передачу (рис. 2), мощность на валу червяка угловые скорости: червяка  колеса ; крутящий момент на валу червяка Т₂=26,4Нм; крутящий момент на валу червячного колеса Т₃=999,7 Нм, передача не реверсивная.

Рисунок.2-Схема червячной передачи

1 Передаточное число передачи , что соответствует стандартному значению

. Число зубьев колеса:  (3.1)

где - число заходов червяка при u = 48, .

. Назначаем материал червяка - сталь 40 ХН улучшенную до HRC 50; для венца колеса по таблице 4.8 [1] принимаем безоловянную бронзу БрА9ЖЗЛ (отливка в песок), для ступицы - чугун СЧ 15. Предварительно примем 7-ю степень точности. Рабочие поверхности витков червяка шлифованные.

. Допускаемые напряжения.

Принимаем предварительно скорость скольжения в зацеплении V_S=6м/с,

из таблицы 4.9 [1] находим допускаемое контактное напряжение

. Коэффициент нагрузки:

 (3.2)

Возьмем  из таблицы 4.7 [1]

Коэффициент диаметра червяка примем q = 10. Межосевое расстояние из условия контактной выносливости:

 (3.3)

. Осевой модуль зацепления:

 (3.4)

принимаем по ГОСТ 2144-76 m = 5 мм, q =8, а_ω=260мм.

Уточним межосевое расстояние:

. (3.5)

. Делительный диаметр червяка:

 (3.6)

Делительный угол подъема витков червяка:

 (3.7)

. Окружная скорость червяка:

 (3.8)

Скорость скольжения в зацеплении:

 (3.9)

Коэффициент нагрузки при скорости скольжения  по таблице 4.7 [1] К = 1.

. Проверим расчетное контактное напряжение:

Превышение фактического значения над допустимым:

 (3.11)

. Геометрические параметры передачи для червяка:

Диаметр вершин витков червяка:

 (3.12)

Диаметр впадин червяка:

 (3.13)

. Длина нарезанной части червяка:

при   (3.14)

добавляя к расчетному значению примерно 30 мм, принимаем =113 мм.

Для колеса:  (3.15)

Диаметр вершин зубьев червячного колеса:

 (3.16)

Диаметр впадин зубьев червячного колеса:

 (3.17)

Ширина венца колеса:

при ,   (3.18)

принимаем b₂=34мм

12. При нереверсивной работе коэффициент долговечности  из таблицы 4.8 [1] , тогда допускаемое напряжение изгиба;

 (3.19)

- из таблицы 4.8 [1]

Эквивалентное число зубьев червячного колеса:

 (3.20)

Из таблицы 4.5 [1] коэффициент формы зуба

Определим напряжение изгиба:

Предварительный расчет и проектирование и валов. Ведущий вал-червяк

Крутящий момент Т₁=5,5 Нм.

Диаметр входного конца ведущего вала

 (4,1)

где  - допускаемое напряжение на кручение, для червяка =18 МПа

d_1.

Находим диаметры каждого участка вала:

d₆=d₃=20мм.

Находим длину каждого участка вала:

l₁=1,5*d₁=1,5*11,5=17.25мм, принимаем l₁=18мм; (4,3)

l₂=1,5*d₂=1,5*15=22.5мм;l₃=15мм;l₄=5мм;l₅=25мм;l₆=l₃=15мм.

Ведомый вал

Крутящий момент Т₂=26,4Нм.

Наименьший диаметр вала

= = 19,5мм. (4,4)

где  - допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 =15-20 МПа.

примем d₁=20мм.

Находим диаметры всех участков вала:

d₂=20+5=25мм;d₃=35мм;d₄=50мм;d₅=35мм;d₆=d₂=25мм;d₇=20мм. (4.5)

Находим длины каждого участка:

l₁=B₂=20мм;l₂=17мм;l₃=5мм;l₄=28мм;l₅=5мм;l₆=l₂=17мм;l₇=15мм. (4.6)

Выходной вал

Крутящий момент 999,7Нм.

Диаметр входного конца ведущего вала

= = 65,6мм. (4.7)

где  - допускаемое напряжение на кручение, для валов из сталей 40, 45 =15-20 МПа.

примем d₁=70мм;

Находим диаметры на всех участках вала:

d₂=d₁+5=20+5=25мм; d₃=85мм;d₄=90мм;d₅=100мм;d₆=85мм. (4.8)

Находим длины на всех участках вала:

l₁=1,5*d₁=1,5*70=105мм; l₂=1,5*d₂=1,5*75=111,2мм;l₃=41мм;

l₄=39мм; l₅=5мм;l₆=41мм.

Уточненный расчет валов

Ведущий вал-червяк

Материал червяка сталь 45 улучшенная до НRC 50. По таблице 3,3 при диаметре заготовки до 90мм (в нашем случае d₁=11,5мм) среднее значение σ_b-800 МПа.

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжения вызывает наличие шпоночной канавки.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

=0,35930+(70-120)=275,5 МПа. (5,1)

Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

=0,58275,5=159,79 МПа. (5,2)

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

, (5,3)

где - момент сопротивления кручению

= мм³. (5.4)

10,4 МПа.

Амплитуда цикла нормальных напряжений

σ_V= . (5.5)

Изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки

 =  (5.6)

σ_V=

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

, (5.7)

где  - эффективный коэффициент концентрации  1,7 по таблице 8,5;  - масштабный фактор 0,92 по таблице 8,8;

= 0,1;  - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, осевая нагрузка на вал отсутствует = 0 .

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

  (5.8)

Результирующий коэффициент запаса прочности:

 (5.9)

Промежуточный вал

Материал вала сталь 45 нормализованная; σ_b-800 МПа по таблице 3,3. Сечение Б-Б. Диаметры вала в этих сечениях 20мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

=0,43800=344МПа. (5.10)

Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

=0,58344=199,52МПа. (5.11)

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

, (5.12) где - момент сопротивления кручению

=1427 мм³. (5.13)

9,2 МПа.

Суммарный изгибающий момент сечении В-В

* =  (5.14)

Амплитуды цикла нормальных напряжений

σ_VБ-Б=; (5.15)

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

, (5.16)

где  - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

=0,92 по таблице 8,8;  - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают= 0.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 , (5.17)

где  - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжении1,7 по таблице 8,5 - масштабный фактор для касательных напряжений=0,83 по таблице 8,8

Результирующие коэффициенты запаса прочности:

 (5.18)

Выходной вал

Материал вала сталь 45 нормализованная; σ_b-730 МПа по таблице 3,3. Сечение В-В. Диаметры валов в этих сечениях: В-В- 90мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночных канавок.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба

=0,43730=314МПа. (5.19)

Предел выносливости стали при симметричном цикле кручения

=0,58314=182МПа. (5.20)

Амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла

, (5.21)

где - момент сопротивления кручению

= , (5.22)

=134865 мм³.

3,7 МПа.

Суммарный изгибающий момент сечении В-В

 =

Амплитуды цикла нормальных напряжений

σ_VВ-В=;

Коэффициенты запаса прочности по нормальным напряжениям

, (5.24)

где  - эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений

1,75 по таблице 8,5;  - масштабный фактор для нормальных напряжений =0,70; по таблице 8,8;  - среднее напряжение цикла нормальных напряжений, если осевая нагрузка на вал отсутствует или пренебрежимо мала, то принимают= 0.

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

 , (5.25)

где  - эффективный коэффициент концентрации касательных напряжени1,6 по таблице 8,5 - масштабный фактор для касательных напряжений=0,62; 8,8

Результирующие коэффициенты запаса прочности:

 (5.26)

Проверка долговечности подшипников

Рис.

На рисунке 3 показана схема к расчету подшипников ведущего вала.

Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ .

В плоскости ХZ:

.

 (6,1)

F_t1 =F_а2===349,2Н. (6,2)

Н.

.  (6,3)

=-174,6Н.

В плоскости УZ:

.  (6,4)

 (6,5)_r1= F_r2=F_t1tga=0,36349,2=125,7H.

=174,6Н.

.  (6,7)

 =62,8Н. (6,8)

Суммарные реакции:

 (6,9)

 (6,10)

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

, (6,11)

где Х, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки; - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,3 из таблицы 9,19 ;  - температурный коэффициент -1,15 из таблицы 9,20 . Из таблицы 9,18  Х=1; У=0

.

Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

  (6,12)

Расчетная долговечность подшипника в часах:

 (6.13)

где п₁ = 2931 мин^-1 частота вращения ведущего вала.

20499,6ч.< t (6,14)

Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ .

В плоскости УZ:

.

 (6,15)

F_t3===1320Н. (6,16)_r3===475,2Н. (6,17)

.  (6,18)

 (6,19)

В плоскости ХZ:

.  (6,20)

.  (6,22)

 (6,23)

Суммарные реакции:

 (6,24)

 (6,25)

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

, (6.26)

где Х, У - коэффициенты радиальной и осевой нагрузки Х=1; У=0 из таблицы 9,18 ;  - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,3 из таблицы 9,19 ;  - температурный коэффициент -1,25 из таблицы 9,20 .

Н=2,52кН.

Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

  (6,27)

Расчетная долговечность подшипника в часах:

 (6.28)

307567ч.t (6.29)

Рис.

На рисунке 7 показана схема к расчету подшипников выходного вала

Для определения реакций в опорах составим уравнения моментов относительно каждой опоры в плоскостях XZ и YZ.

В плоскости ХZ:

.  (6,30)

 (6,31)

F_t1 ===4165Н. (6,32)

.  (6,33)

 (6,34)

В плоскости УZ:

.  (6,35)

 (6,36)

F_r===1499,4Н. (6,37)

.  (6,38)

 = (6,39)

Суммарные реакции:

 (6,40)

 (6,41)

Эквивалентная нагрузка на подшипник:

 (6,42)

где  - коэффициент, зависящий от характера нагрузки на подшипник -1,4 из таблицы 9,19 ;  - температурный коэффициент -1,25 из таблицы 9,20 .

Н.

Расчетная долговечность подшипника в миллионах оборотов:

  (6,43)

Расчетная долговечность подшипника в часах:

 (6.44)

t.

Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А0,73м². Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе

 (7.1)

где - температура масла ^оС; - температура окружающей среды

=20 ^оС; подводимая мошьность.

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи =17Вт/(м^{2 о}С).

Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными концами. Размеры сечения шпонок и пазов и длины шпонок по ГОСТУ 23360-78 таблица 8.9. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжение смятия и условие прочности по формуле:

, (8,1)

где d - диаметр вала в месте установки шпонки;  - рабочая длина шпонки.

Ведущий вал: d=11,5мм; bh=4мм; t₁=2,5мм;

длинна шпонки l=8мм

Промежуточный вал состоит из двух шпонок под червячным и под зубчатым колесом -одинаково нагруженных. Проверяем шпонку под червячным и зубчатым колесом: d=20мм; bh=6мм; t₁=3,5мм;

длинна шпонки l=16мм.

Так как > , принимаем две шпонки расположенные через 180⁰.

Выходной вал: d=90мм; bh=25мм; t₁=9мм; длинна шпонки l=70мм.

Так как > , принимаем две шпонки расположенные через 180⁰.

Смазка редуктора

Смазывание зацепления и подшипников производится разбрызгиванием жидкого масла. По таблице 10.9  устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях =150МПа, скорости скольжения  рекомендуемая вязкость масла должна быть приблизительно равна 22м²/с по таблице 10.8 . По таблице 10.10  принимаем масло индустриальное И-20А. Объем масла принимаем из расчета 0,7 литра масла на 1 кВт передаваемой мощности, получаем 5,2 литра.

Для контроля уровня масла применяем фонарный масло указатель.

Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии с чертежом общего вида редуктора, начиная с узлов валов.

На валы закладывают шпонки и напрессовывают элементы передач редуктора. Мазе удерживающие кольца и подшипники следует насаживать, предварительно нагрев в масле до 80-100 градусов по Цельсию, последовательно с элементами передач. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу. После ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок, регулируют тепловой зазор. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышку винтами.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой, закрепляют крышку болтами. Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Заключение

В ходе выполнения курсового проекта был спроектирован привод ленточного транспортера, состоящий из электродвигателя 471В4У3 мощностью 0,75 кВт, двухступенчатого червячно-цилиндрического редуктора, имеющего горизонтальное расположение ведущего вала-зубчатой передачи и параллельно расположенной на промежуточном и ведомом вале червячной передачи. Валы установлены на шариковых однорядных подшипниках, радиально-конических однорядных подшипниках.

В процессе проектирования были решены следующие задачи: сконструированы валы, зубчатые колеса, определены контактные напряжения и напряжения изгиба, выбраны подшипники и произведен их расчет на долговечность, проверены на прочность шпоночные соединения, выбраны посадки для соединения деталей, произведен уточненный расчет валов, тепловой расчет, выбор сорта масла.

Библиографический список

.

http://www.str-t.ru/articles/61/ <D:\Програмы\Opera>2. Адигамов, К.А. «Курсовое проектирование деталей машин» (учебно-методическое пособие). ЮРГУЭС, 2006.

. Дунаев П.Ф. ,Леликов О.П. «Детали машин» (Курсовое проектирование). Высшая школа, 2003.

. С.Ч Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин, Г.М. Ицкович, В.П.Козинцов. «Курсовое проектирование детали машин» (учебное пособие для учащихся) ООО ТИД Альянс, 2005.

. Временный творческий коллективов при Учебно-методическом управлении ЮРГУЭС. «Стандарт организации, Выпускные квалификационные работы.