Реферат: Привод пластинчатого конвейера
1. Кинематическая схема привода пластинчатого конвейера
1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – цепная передача; 5 – тяговые звездочки; I – вал быстроходный; II, III – валы промежуточные; IV – вал быстроходный; V– вал приводной
2. Выбор электродвигателя
2.1 Мощность привода
=*/103 =3200*0,8/103 =2,56 кВт
где , кВт – потребляемая мощность привода (выходная мощность);
=3,2 кН – окружная сила (на 2-х звездочках);
=0,8 м/с – скорость настила.
2.2 Общий коэффициент полезного действия привода
= η 2 м * η 2 цил * η 4 подш =0,9852 *0,994 *0,972 =0,88,
где
η м =0,985 – КПД муфты
η цил =0,97 – КПД цилиндров
η подш =0,99 – КПД опоры вала
2.3 Мощность электродвигателя (требуемая)
кВт
где, кВт – требуемая мощность электродвигателя;
=2,56 кВт – потребляемая мощность привода;
=0,88 – общий коэффициент полезного действия привода;
P’эл.дв =2,56/0,88=2,9 кВт
2.4 Частота вращения приводного вала
N вал = V *6*104 / π *Дб =0,8*6*104 /3,14*355=43
где , – частота вращения приводного вала;
=0,8 м/с – скорость настила;
Дб =355 мм – диаметр барабана.
2.5 Частота вращения вала электродвигателя
где , – предварительное значение частоты вращения вала электродвигателя;
=7,085 – частота вращения приводного вала;
=94,09 – рекомендуемое значение передаточного числа редуктора;
=2,25 – рекомендуемое значение передаточного числа цепной передачи;
2.6 Выбор электродвигателя по каталогу
Принимаем электродвигатель АИР 80А4 с характеристиками: номинальная мощность Р=1,1 кВт, частота вращения вала n=1395 , диаметр вала dэ =22 мм, длина выходного конца вала l1 =60 мм.
3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням
3.1 Общее передаточное число привода
где =1395 – частота вращения вала электродвигателя;
=7,085 – частота вращения приводного вала.
3.2 Разбивка общего передаточного числа по ступеням
,
где – передаточное число редуктора;
– передаточное число цепной передачи;
Передаточное число цепной передачи:
Передаточное число редуктора:
Передаточное число тихоходной ступени:
Передаточное число промежуточной ступени:
Передаточное число быстроходной ступени:
4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода
4.1 Мощности на валах
;
;
;
;
.
где – мощности на валах редуктора;
– коэффициенты полезного действия.
4.2 Частоты вращения валов
;
;
;
;
;
где – частоты вращения валов;
– передаточные числа.
4.3 Крутящие моменты на валах привода
;
;
;
где – крутящие моменты на валах.
Результаты расчетов сведем в таблицу
| Вал | Мощность | Частота вращения | Крутящий момент |
| 1 | 1,078 | 1395 | 7,406 |
| 2 | 1,046 | 257,074 | 38,858 |
| 3 | 1,014 | 59,785 | 161,975 |
| 4 | 0,948 | 15,942 | 589,462 |
| 5 | 0,925 | 7,085 | 1246,824 |
5. Расчет ступеней редуктора
5.1 Быстроходная ступень
5.1.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
| Колесо: | Шестерня: |
Сталь 40Х, улучшение, , , . | Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ, , . |
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом III. | |
| 1) Коэффициент приведения для расчетов на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
| 3) Суммарное число циклов перемены напряжений: | |
| 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок: а) контактная прочность | |
| б) изгибная прочность | |
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: | |
Так как разница и , то расчетное допускаемое напряжение: МПа или МПа Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. МПа. |
7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
5.1.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:
.
Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:
.
, ;
, ;
;
Передача выполняется по 8-й степени точности.
;
.
Коэффициенты нагрузки:
5.1.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валу колеса: Н/м.
Частота вращения вала шестерни: .
Передаточное число ступени: .
1) Предварительное значение межосевого расстояния:
.
Принимаем =90 мм.
2) Рабочая ширина венца колеса:
.
3) Рабочая ширина шестерни:
.
4) Модуль передачи:
;
;
;
;
.
Принимаем .
5) Минимальный угол наклона зубьев:
;
.
6) Суммарное число зубьев:
.
7) Действительное значение угла наклона зубьев:
.
8) Число зубьев шестерни:
;
;
.
9) Число зубьев колеса:
.
10) Фактическое передаточное число:
.
Ошибка передаточного числа:
.
11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:
, где
Эквивалентное число зубьев колеса:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:
.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
.
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Эквивалентное число зубьев шестерни:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:
.
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
;
.
12) Диаметры делительных окружностей:
;
.
Проверка:
13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:
Наружный диаметр заготовки шестерни .
Толщина сечения обода колеса
.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:
Окружная сила: .
Радиальная сила: .
Осевая сила: .
5.2 Промежуточная ступень
5.2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
| Колесо: | Шестерня: |
Сталь 40Х, улучшение, , , . | Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ, , . |
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом III. | |
| 1) Коэффициент приведения для расчетов на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
| 2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
| 3) Суммарное число циклов перемены напряжений: | |
| 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок: а) контактная прочность | |
| б) изгибная прочность | |
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: | |
Так как разница и , то расчетное допускаемое напряжение: МПа или МПа Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. МПа. |
7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
5.2.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:
.
Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:
.
, ;
, ;
;
Передача выполняется по 8-й степени точности.
;
.
Коэффициенты нагрузки:
5.2.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валу колеса: Н/м.
Частота вращения вала шестерни: .
Передаточное число ступени: .
1) Предварительное значение межосевого расстояния:
.
Принимаем =125 мм.
2) Рабочая ширина венца колеса:
.
3) Рабочая ширина шестерни:
.
4) Модуль передачи:
;
;
;
;
.
Принимаем .
5) Минимальный угол наклона зубьев:
;
.
6) Суммарное число зубьев:
.
7) Действительное значение угла наклона зубьев:
.
8) Число зубьев шестерни:
;
;
.
9) Число зубьев колеса:
.
10) Фактическое передаточное число:
.
Ошибка передаточного числа:
.
11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:
, где
Эквивалентное число зубьев колеса:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:
.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
.
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Эквивалентное число зубьев шестерни:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:
.
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
;
.
12) Диаметры делительных окружностей:
;
.
Проверка:
13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:
Наружный диаметр заготовки шестерни .
Толщина сечения обода колеса
.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:
Окружная сила: .
Радиальная сила: .
Осевая сила: .
5.3 Тихоходная ступень
5.3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений
| Колесо: | Шестерня: |
Сталь 40Х, улучшение, , , . | Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ, , . |
Частота вращения вала колеса: . Ресурс передачи: . Передаточное число: . Передача работает с режимом III. | |
| 1) Коэффициент приведения для расчетов на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
| 2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
| 3) Суммарное число циклов перемены напряжений: | |
| 4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на: | |
а) контактную выносливость б) изгибную выносливость | |
5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок: а) контактная прочность | |
| б) изгибная прочность | |
6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость: | |
Так как разница и , то расчетное допускаемое напряжение: МПа или МПа Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. МПа. |
7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:
5.3.2 Определение коэффициентов нагрузки
Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:
.
Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:
.
, ;
, ;
;
Передача выполняется по 8-й степени точности.
;
.
Коэффициенты нагрузки:
5.3.3 Проектный расчет
Крутящий момент на валу колеса: Н/м.
Частота вращения вала шестерни: .
Передаточное число ступени: .
1) Предварительное значение межосевого расстояния:
.
Принимаем =160 мм.
2) Рабочая ширина венца колеса:
.
3) Рабочая ширина шестерни:
.
4) Модуль передачи:
;
;
;
;
.
Принимаем .
5) Минимальный угол наклона зубьев:
;
.
6) Суммарное число зубьев:
.
7) Действительное значение угла наклона зубьев:
.
8) Число зубьев шестерни:
;
;
.
9) Число зубьев колеса:
.
10) Фактическое передаточное число:
.
Ошибка передаточного числа:
.
11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:
, где
Эквивалентное число зубьев колеса:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:
.
Коэффициент, учитывающий наклон зуба:
.
Напряжение в опасном сечении зуба колеса:
Эквивалентное число зубьев шестерни:
.
Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:
.
Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:
;
.
12) Диаметры делительных окружностей:
;
.
Проверка:
13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:
14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:
Наружный диаметр заготовки шестерни .
Толщина сечения обода колеса
.
Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.
15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:
Окружная сила: .
Радиальная сила: .
Осевая сила: .
6. Определение диаметров участков валов
6.1. Для быстроходного вала 1
Принимаем:
По d выбираем t =1,5 и r =1,5
Принимаем:
Принимаем:
6.2. Для промежуточного вала 2
Принимаем:
По d к выбираем f =1 и r =2
Принимаем:
Принимаем:
Принимаем:
6.3 Для промежуточного вала 3
Принимаем:
По d к выбираем f =1,2 и r =2,5
Принимаем:
Принимаем:
Принимаем:
6.4 Для тихоходного вала 4
Принимаем:
По d выбираем t =3,5 и r =2,5
Принимаем:
Принимаем:
Принимаем:
Принимаем:
7. Расчет цепной передачи
Исходные данные :
Т4 =589,5 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки;
n4 =15,94 мин-1 – частота вращения ведущей звездочки;
U=2,25 – передаточное число цепной передачи.
7.1 Выбор цепи
Назначим двухрядную роликовую цепь типа ПР.
Предварительное значение шага цепи:
По стандарту выбираем цепь:
2ПР – 25,4–11340; значение А=256 мм2
7.2 Назначение основных параметров
а) Рекомендуемое число зубьев звездочки:
Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа:
б) Межосевое расстояние:
примем, что а = 30∙Р = 30∙25,4 = 762 мм.
в) Наклон передачи примем меньше 60°.
г) Смазывание цепи нерегулярное.
7.3 Определение давления в шарнире
Найдем значение коэффициента КЭ, учитывающего условия эксплуатации цепи
КЭ = Кд ∙ КА ∙ КН ∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1∙1∙1∙1∙1,5∙1,45=2,175
Где:
Кд =1 – нагрузка без толчков и ударов;
КА =1 – оптимальное межосевое расстояние;
КН =1 – наклон передачи менее 60°;
Крег =1 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;
Ксм =1,5 – смазывание цепи нерегулярное;
Креж =1 – работа в три смены.
Окружная сила, передаваемая цепью:
.
Давление в шарнире двухрядной цепи (mp =1,7):
.
[σ]=40 MПа – допускаемое давление в шарнире
7.4 Число зубьев ведомой звездочки
Z 2 = U ∙ Z 1 =2,25∙23=51.
7.5 Уточнение передаточного числа
7.6 Частота вращения ведомой звездочки
.
7.7 Делительный диаметр ведущей звездочки
.
7.8 Делительный диаметр ведомой звездочки
.
7.9 Диаметр окружности выступов ведущей звездочки
.
7.10 Диаметр окружности выступов ведомой звездочки
.
7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)
.
Принимаем .
7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)
.
Принимаем .
7.13 Потребное число звеньев цепи
Принимаем .
7.14 Уточненное межосевое расстояние
7.15 Окончательное значение межосевого расстояния
;
;
.
7.16 Нагрузка на валы звездочек
.
8. Выбор и расчет предохранительного устройства
В качестве предохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимся элементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфту расположим на приводном валу.
Для определения величины расчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:
;
Примем
Тогда
По таблице определяем стандартное значение усилия среза .
Этому значению соответствует штифт диаметром .
Предусмотрим в конструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.
Определим диаметр, на котором будут расположены штифты:
Отсюда .
9. Выбор подшипников
Для быстроходного валаI редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №305 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.
На подшипник действуют: – радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы: .
Для промежуточного валаII редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №306 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.
На подшипник действуют: – радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы: .
Для промежуточного валаIII редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №308 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.
На подшипник действуют: – радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы: .
Для тихоходного валаIV редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.
На подшипник действуют: – радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы: .
Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферические шарикоподшипники ГОСТ 5720–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца подшипника;
– диаметр наружного кольца подшипника;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– коэффициент осевого нагружения;
– предельная частота вращения при пластичном смазочном материале.
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы: .
10. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности
Рассчитываем подшипники тихоходного вала. Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.
Для них имеем:
– диаметр внутреннего кольца;
– диаметр наружного кольца;
– ширина подшипника;
– динамическая грузоподъёмность;
– статическая грузоподъёмность;
– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.
На подшипник действуют: – радиальная сила;
– осевая сила;
Частота вращения:.
Требуемый ресурс работы: .
Найдём:
– коэффициент безопасности
– температурный коэффициент
– коэффициент вращения
Определяем эквивалентную нагрузку:
Определим .
Находим .
Определим
Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x =0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y =1,99 .
Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:
Определим ресурс принятого подшипника:
или
, что удовлетворяет требованиям.
11. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала редуктора
11.1 Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок
Проводим расчет тихоходного вала.
|
|
|
– окружная сила;
– осевая сила;
– радиальная сила;
– крутящий момент.
От звездочки:
– горизонтальная составляющая,
– вертикальная составляющая.
Расчетная схема по чертежу тихоходного вала
.
Определим реакции опор в вертикальной плоскости.
1.: , отсюда находим
, что .
2. , , . Получаем, что .
Выполним проверку: , ,
, . Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.
Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.
3. , ,
, получаем, что .
4. , ,
, отсюда .
Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , ,
– верно.
По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:
,
.
11.2 Проверка вала на усталостную выносливость
Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса сопротивления усталости , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие: , где
и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.
Найдём результирующий изгибающий момент:
.
Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);
и – пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.
Здесь:
Определим запас сопротивления усталости по изгибу:
Определим запас сопротивления усталости по кручению:
Найдём расчётное значение коэффициента запаса сопротивления усталости:
– условие выполняется.
11.3 Проверка вала на статические перегрузки
Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок.
Определим эквивалентное напряжение
,
где ;
;
.
Тогда .
11.4 Расчет вала на жесткость
Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба.
В связи с этим определим прогиб вала под колесом, используя готовую расчетную схему и формулу:
,
где ;
;
;
;
;
;
;
Тогда .
12. Выбор и расчет шпоночных соединений
Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.
Для промежуточного валаII:
,
где
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем
Выбираем шпонку 12х8х22.
Для промежуточного валаIII:
,
где
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем
Выбираем шпонку 14х9х36.
Для тихоходного валаIV:
,
где
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем
Выбираем две шпонки 14х9х70.
Для приводного валаV:
,
где
По значению диаметра вала определяем размеры b и h.
Принимаем
Выбираем шпонку 14х9х125 и две шпонки 14х9х63.
13. Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.
Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.
Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.
Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799–88.
И – индустриальное,
Г – для гидравлических систем,
А – масло без присадок,
68 – класс кинематической вязкости.
Подшипники смазываются тем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.
Объем масла V=5 литров.
Список литературы
1. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.
2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2007.
3. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций.
М.: «Машиностроение», 1970.
4. Д.Н. Решетов – Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.