Реферат: Проектирование привода цепного транспортера
Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции
и орденаТрудового Красного Знамени
ГосударственныйТехнический Университет имени Н. Э. Баумана
ФакультетКМК
КафедраК3-КФ
Проектированиепривода цепного транспортера.
Студент_______________ (Бедняшов Р.В.)
Группа МСХ-62
Консультант _______________(Комаров И.А.)
г. Калуга 2005
Содержание
2. Кинематическая схемапривода ленточного конвейера 4
3. Выборэлектродвигателя 5
4. Определениемощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода 7
5. Проектный ипроверочный расчёт зубчатых передач 9
6. Определениедиаметров валов 20
7. Выбор и проверкаподшипников качения по динамической грузоподъёмности. 21
8. Проверочный расчётнаиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость 23
9. Выбор и расчётшпоночных соединений 26
10. Литература 28
/>2. Кинематическая схемапривода ленточного конвейера
/>
3. Выборэлектродвигателя1. Общий коэффициентполезного действия:
/>
/> - КПД упругой и компенсирующей муфты
/> - КПД передачи
/>-КПД звёздочки
/> — КПД подшипника
/>
2. Мощностьэлектродвигателя:
/> кВт
где Ft = 5300 Н – окружное усилие набарабане;
v = 0,68 м/с – скорость цепейтранспортёра;
По таблице определяем,что Рэл = 7,5 кВт.
3. Частота вращенияприводного вала:
/>мин-1,
где n4 – частота вращения приводного вала [мин-1];
/> мм – диаметр звёздочки;
4. Частота вращенияэ/д:
/> мин-1
где n΄эд – предварительная частота вращенияэ/д [мин-1];
Uобщ – общее передаточное число;
/> , где
/>;
Uт =4
Принимаем nэд = 730 мин-1.
Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующиепараметры: Рэд = 7,5 кВт, nэд = 730 мин-1.
4. Определениемощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала приводаОпределим мощности: />кВт;
/>;
/>;
/>;
где /> –мощность на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов иприводного вала, /> – коэффициентыполезного действия быстроходной и тихоходной ступени, муфты и звёздочки соответственно.
Определим частоту вращения: />;
/>;
/>;
/>;
где /> –частота вращения на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходноговалов и приводном вале, /> –передаточное число, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.
Определим крутящие моменты: />;
/>;
/>;
/>
где /> –крутящие моменты на валах редуктора быстроходного, промежуточного, тихоходногои приводного валов .
Результаты расчётов занесём в таблицу 1.
Таблица 1.
ВалМощность />
Частота вращения />
Крутящий момент />
1 2,18 750 27,7 2 2,09 172,5 115,76 3 2,01 43,13 444.5 4 1.91 43,13 422,45.Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач
Расчёт тихоходной ступени редуктора.Материал колеса и шестерни – сталь 45 улучшение. Такимобразом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, по таблице3.1 имеем:
для шестерни: />,/>, />;
для колеса: />, />, />;
где /> –твёрдость рабочей поверхности зубьев, /> и/> – предел прочностиматериала на растяжение и предел текучести материала.
Определим коэффициенты приведения на контактнуювыносливость /> и на изгибную выносливость/> по таблице 4.1лит. 1, учитывая режим работы №0: />;/>.
Определим число циклов перемены напряжений. Числациклов /> перемены напряжений соответствуютдлительному пределу выносливости. По графику 4.3 определяем числа циклов наконтактную и изгибную выносливость соответственно: />,/>, />.
Определим суммарное число циклов перемены напряженийдля шестерни и колеса соответственно: />/>, где /> и /> – частота вращенияшестерни и колеса соответственно; /> – числовхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один егооборот.
Так как />, топринимаем />.
Так как />, топринимаем />.
Найдём эквивалентное число циклов перемены напряженийдля расчёта на изгибную выносливость: />,/>, где /> – коэффициенты приведенияна изгибную выносливость; /> –суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как /> , топринимаем />.
Так как /> , топринимаем />.
Определим допускаемые напряжения для расчётов навыносливость. По таблице 4.3 находим, что />,/>, />, /> – для шестерни и />, />, />, /> – для зубчатого колеса,
где /> и /> – длительный пределконтактной выносливости и коэффициент безопасности; /> и/> – длительный пределизгибной выносливости и коэффициент безопасности; Найдём предельные допускаемыеконтактные и изгибные напряжения: />, />, />, />, где /> – предел текучестиматериала колеса или шестерни;
Определим допускаемые контактные напряжения инапряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи: />, />, />, />, где /> и /> – длительный пределконтактной выносливости и коэффициент безопасности; /> и/> – длительный пределизгибной выносливости и коэффициент безопасности.
Проверим передачу на контактную выносливость иизгибную выносливость: />, />, />, />.
Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшееиз значений: />.
/>
Принимаем />
Определимпредварительное значение межосевого расстояния:
/>
где ψа = 0,4 – коэффициент ширинытихоходной ступени.
/>=4– передаточное число ступени редуктора;
/>= 210.3 МПа – допускаемое контактное напряжение;
/>=1.04 – коэффициент, учитывающий распределениенагрузки между зубьями, определяем по рис. 6.2;
/>=422.4Н м– крутящий момент на валу колеса;
/> – коэффициент нагрузки на контактную выносливость, определяетсяследующим образом.
Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибнуювыносливость по формулам:
/> и />,
где /> и /> – коэффициентыконцентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;
/> и /> –коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
/> - для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке;
Коэффициент /> определяетсяпо табл. 5.4 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическаякосозубая). Находим, что /> и />. Теперь находим значениякоэффициентов нагрузки
/> и />.
Принимаем а = 250 мм
Определяемрабочую ширину колеса:
/>.
Ширина шестерни: />.
Вычислим модуль передачи по формуле:
/>, где />=215.7МПа–изгибноенапряжение на колесе;/>, />. Тогда />. Из стандартного рядазначений /> по ГОСТ 9563–60 выбираемзначение />.
Определим минимально возможный угол наклона зуба />.
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: />. Округляем это число иполучаем />.
Определяем действительное значение угла /> и сравниваем его сминимальным значением:
/>.
Найдём число зубьев шестерни /> и колеса />, учитывая что минимальноечисло зубьев для косозубой цилиндрической передачи />; />.
Найдём фактическое передаточное число передачи: />. Таким образом отклонениефактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинальногозначения />.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Дляколеса получим:/> где /> – коэффициент нагрузки прирасчёте на изгибную выносливость;
/> – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,выбираем по табл. 6.4;
/> – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;
/> – коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Сравниваем полученное значение напряжения сдопускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: />.
Для шестерни: />,
где /> и /> – коэффициенты,учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2.
Сравним полученное значение напряжения с допускаемымнапряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: />.
Определим диаметры делительных окружностей шестерни иколеса соответственно.
/>, />,
где /> –модуль зубчатых колёс;
/> – угол наклона зуба;
Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев /> и впадин зубьев />.
/>; />; />; />.
Расчёт быстроходной ступени редуктораМатериал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом,учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:
для шестерни:,/>;
для колеса:,/>;
где /> –твёрдость рабочей поверхности зубьев, /> –предел текучести материала.
Определим твёрдость зубьев шестерни и колеса:
/>;
/>.
Определимкоэффициенты приведения на контактнуювыносливость /> и на изгибную выносливость/> по таблице 4.1., учитываярежим работы №3: />; />.
Определим число циклов перемены напряжений.
Определим суммарное число циклов перемены напряженийдля шестерни и колеса соответственно:
/>, />,
где /> –ресурспередачи; /> и /> – частота вращенияшестерни и колеса соответственно; />=/>=1 – число вхождений взацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.
Числа циклов /> переменынапряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3.определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно:
/>, />, />.
Определим эквивалентное число циклов переменынапряжений для расчёта на контактную выносливость:
/> />,
где /> –коэффициенты приведения на контактную выносливость; /> –суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как />, топринимаем /> и />, то
/>.
Определим эквивалентное число циклов переменынапряжений для расчёта на изгибную выносливость:
/>,
/>,
где /> –коэффициенты приведения на изгибную выносливость; /> –суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.
Так как /> и />, то принимаем />.
Определим допускаемые напряжения для расчётов навыносливость. По таблице 4.3 находим
для шестерни:
/>,
/>
/>, />
для зубчатого колеса:
/>,/>,
/>, />,
где /> и /> – длительный пределконтактной выносливости и коэффициент безопасности; /> и/> – длительный пределизгибной выносливости и коэффициент безопасности; /> –твёрдость зубьев шестерни или колеса.
Определим предельные допускаемые контактные и изгибныенапряжения:
/>,
/>
/>,
/>
где /> –предел текучести материала колеса или шестерни; /> –твёрдостьзубьев шестерни или колеса.
Проверим передачу на контактную выносливость:
/>, />, />, />.
Принимаем допускаемое контактное напряжение какменьшее значение:
/>
/>
/>.
Определим коэффициенты нагрузки на контактную иизгибную выносливость по формулам:
/> и />,
где /> и /> – коэффициентыконцентрации нагрузки по ширине зубчатого венца; /> и/> – коэффициентыдинамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).
Относительная ширина зубчатого венца находится поформуле
/>,
/>=4.5 – передаточное число данной ступени редуктора.
По таблице 5.2. и 5.3, схемы 2 расположения зубчатыхколёс относительно опор и варианта соотношения термических обработок “a”находим />, />
Тогда
/>
/>
Значения /> определяютсяпо табл. 5.6
Коэффициент /> определяетсяпо табл. 5.4 в зависимости от вида передачи.
Принимаем 8-ю степень точности изготовления передачинаходим, что
/> и />.
Теперь находим значения коэффициентов нагрузки
/>
/>
Определим коэффициент ширины быстроходной ступени />
/>
Определяемрабочую ширину колеса:
/>.
Ширина шестерни: />.
Вычислим модуль передачи по формуле:
/>,
где />=257.1МПа – изгибное напряжение на колесе; />, />. Тогда />. Из стандартного рядазначений /> по ГОСТ 9563–60 выбираемзначение />.
Определим минимально возможный угол наклона зуба />.
Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: />. Округляем это число иполучаем />.
Определяем действительное значение угла /> и сравниваем его сминимальным значением:
/>.
Найдём число зубьев шестерни /> и колеса />, учитывая, что минимальноечисло зубьев для косозубой цилиндрической передачи />; />.
Найдём фактическое передаточное число передачи: />. Таким, образом отклонениефактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинальногозначения />.
Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Дляколеса получим:/> где /> – коэффициент нагрузки прирасчёте на изгибную выносливость;
/> – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,выбираем по табл. 6.4;
/> – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2лит. 1;
/> – коэффициент, учитывающий наклон зуба.
Сравниваем полученное значение напряжения сдопускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: />.
Определим диаметры делительных окружностей шестерни иколеса соответственно.
/>, />,
где /> –модуль зубчатых колёс;
/> – угол наклона зуба;
Проверка
Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев /> и впадин зубьев /> />;/>; />; />.
Определим силы, действующие на валы зубчатых колёс.
Окружную силу на среднем находим по формуле:
/>Н,
Осевая сила на шестерне:
/>Н,
Радиальная сила на шестерне:
/>Н
/> 6. Определение диаметров валовОпределим диаметр быстроходного вала шестерни: />, где /> – момент на быстроходном валу. Примем />. Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом должновыполняться условие />– условие выполняется.
Определим диаметр посадочнойповерхности подшипника:/>. Примем dк = 30мм.Диаметр вала под колесо />.Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: />. Примем d бк = 32мм.
Определим диаметры промежуточного вала: />, где Т2 – момент на промежуточном валу.Примем dк = 35 мм. Для найденного диаметра вала выбираем значения: /> – приблизительная высота буртика, /> – максимальный радиус фаски подшипника, /> – размер фасок вала. Диаметр вала под колесо />.Примем диаметр dк =38. Диаметрбуртика для упора колеса />.Принимаем dбк = 42мм.
Определим диаметр тихоходного вала: />, где /> – момент на тихоходном валу. Примем />. Для найденного диаметра вала выбираем значения: /> – приблизительная высота буртика, /> – максимальный радиус фаски подшипника, /> – размер фасок вала. Определим диаметр посадочнойповерхности подшипника: />. Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный />-ти, то принимаем />. Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника: />. Пусть />./>/>
7. Выбор и проверка подшипников качения подинамической грузоподъёмности
Для тихоходного вала редуктора выберем роликоподшипникиконические однорядные средней серии />. Длянего имеем: /> – диаметр внутреннегокольца, /> – диаметр наружногокольца, /> – ширина подшипника, /> – динамическаягрузоподъёмность, /> – статическаягрузоподъёмность, /> – предельнаячастота вращения при пластичной смазке. На подшипник действуют: /> – осевая сила, /> – радиальная сила. Частотаоборотов />. Требуемый ресурс работы />,/>, Y = 1.6 при Fa/VFr > e..
Найдём: /> –коэффициент безопасности; /> –температурный коэффициент; /> –коэффициент вращения.
Определяем радиальные силы действующие в подшипниках:
/>
Определяем минимальные осевые нагрузки дляподшипников:
/>
Определяем осевые реакции в опорах:
Принимаем, что Fа1 = S1 = 114.5Н, тогда из условия равновесия />, чтобольше, чем S2.Следовательно, силы найдены правильно.
Определяем эквивалентную нагрузку для 1ойопоры: />. Следовательно, X =1, Y = 0.
Отсюда />
Определяем эквивалентную нагрузку для 2ойопоры:
/>
Определяем значение коэффициента радиальнойдинамической нагрузки /> и коэффициентаосевой динамической нагрузки />.
Определяем эквивалентную радиальную динамическуюнагрузку />.
Рассчитаем ресурс принятых подшипников, (расчетвыполняется по 2ой более нагруженной опоре): />, или />, что удовлетворяеттребованиям.
Подбираем подшипник на быстроходном валу: Подшипникроликовый радиально-упорный N7306A, С = 52800 кН, С0= 39000 кН, Nпрж = 7500, Nпрп = 5600,
d =30 мм, D = 72 мм, B = 20.75 мм
Подбираем подшипник на промежуточном валу: Подшипникроликовый радиально-упорный N7307A, С = 68000 кН, С0= 50000 кН, Nпрж = 6700, Nпрп = 5000,
d =35 мм, D = 80 мм, B = 22.75 мм
/>8.Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность ижёсткостьПроведём расчёт тихоходного вала.
/>
C
A
B
Действующие силы: /> – окружная, /> – осевая, /> – радиальная./>, />, />
/>
Определяем расчётный коэффициент запаса прочности S вопасном сечении и сравниваем его с допускаемым значением(1,3….2.1)
/>
Где />коэффициентызапаса по нормальным и касательным напряжениям, />амплитудынапряжений цикла, />эффективныекоэффициенты концентраций напряжений,/>пределывыносливости гладких образцов.
/> 9. Выбор и расчёт шпоночных соединенийРасчёт шпоночных соединений заключается в проверкеусловия прочности материала шпонки на смятие.
1. Соединение быстроходного вала со шкифом. Имеем: /> – крутящий момент на валу,/> – диаметр вала, />– её ширина, /> – высота шпонки, /> – глубина паза вала, /> – глубина паза ступицы, />– допускаемое напряжение насмятие, /> – предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки :
/>. Принимаем lр = 7 мм.
Условие прочности: />
Определение длины шпонки: />.Принимаем lш = 21 мм
Принимаем шпонку: />
2. Соединение промежуточного вала с зубчатым колесом.Имеем: /> – крутящий момент на валу,/> – диаметр вала, />– её ширина, /> – высота шпонки, /> – глубина паза вала, /> – глубина паза ступицы, />– допускаемое напряжение насмятие, /> – предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки :
/>. Принимаем lр = 13 мм.
Условие прочности: />
Определение длины шпонки: />.Принимаем lш = 30 мм
Принимаем шпонку: />
3. Соединение тихоходного вала и приводного вала смуфтой. Берём шпонку:/>
4. Соединение тихоходного и зубчатого колеса. Имеем: /> – крутящий момент на валу,/> – диаметр вала, />– её ширина, /> – высота шпонки, /> – глубина паза вала, /> – глубина паза ступицы, />– допускаемое напряжение насмятие, /> – предел текучести.
Определяем рабочую длину шпонки :
/>. Принимаем lр = 34 мм.
Условие прочности: />
Определение длины шпонки: />.Принимаем lш = 50 мм
Принимаем шпонку: />
/>10.Литература
1. П.Ф. Дунаев О.П. Леликов, “Конструирование узлов идеталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.
2. Д.Н. Решетов “Детали машин”, Москва,“Машиностроение”, 1989 г.
3. Р.И. Гжиров “Краткий справочник конструктора”,“Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.
4. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва,“Машиностроение”, 1980 г.
5. Л.Я. Перель, А.А. Филатов Справочник “Подшипникикачения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.
6. А.В. Буланже, Н.В. Палочкина,Л.Д. Часовников Методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов икоробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э.Баумана, 1980 г.
7. В.Н. Иванов, В.С. Баринова “Выбор и расчётыподшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию,Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.