Привод ленточного конвейера
Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин
ДМ 85 00 00 00 ПЗ
Зачётная книжка № 110240
Выполнил студент
НГД-2-11(б) А. Н. Колочкова
Руководитель проекта М. Н. Коновалов
Ухта 2003 г.
Содержание
Содержание
1 Задание 3
2 Кинематический и силовой расчёт привода 4
2.1 Выбор электродвигателя 4
2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач 5
2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода 5
3 Расчёт зубчатой передачи редуктора 7
3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения 7
3.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной зубчатой передачи 9
3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев передачи 10
4 Расчёт клиноременной передачи 14
4.1 Исходные данные для расчета 14
4.2 Сечение ремня, диаметры шкивов 14
4.3 Межосевое расстояние, длина ремня 14
4.4 Количество ремней в передаче 15
4.5 Предварительное натяжение ремня, нагрузка, действующая на валы, ширина шкивов 16
4.6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня 17
Литература 18
1 Задание
Спроектировать привод ленточного конвейера, содержащий асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колесами и стандартную компенсирующую муфту, по схеме 1, варианту 3 /1, с.11/. Схема привода дана на рисунке 1.1.
1 – вал электродвигателя, 2 – вал редуктора быстроходный, 3 – вал редуктора тихоходный, 4 – вал конвейера, 5 – электродвигатель, 6, 7 – шкивы клиноременной передачи, 8 – ремень клиновой, 9,10 – косозубые колеса редуктора, 11 – муфта компенсирующая, 12 – подшипники, 13 – корпус, 14,15 – барабаны конвейера ведущий и ведомый соответственно, 16 – лента конвейера.
Рисунок 1.1 – схема привода.
Срок службы редуктора 36000 часов, привод реверсивный.
Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту выбранного электродвигателя.
Мощность кВт, передаваемая муфтой при частоте вращения .
2 Кинематический и силовой расчёт привода
2.1 Выбор электродвигателя
2.1.1 Требуемая мощность электродвигателя
, | (2.1) |
где - мощность на выходном валу редуктора, кВт;
- КПД привода.
, | (2.2) |
где , , , - соответственно КПД ременной, зубчатой передач, пары подшипников качения и муфты.
Руководствуясь рекомендациями /2, с. 4/, принимаем , , , .
После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода
и требуемую мощность электродвигателя
кВт. |
2.1.2 С учётом требуемой мощности кВт рассмотрим возможность выбора асинхронных двигателей 4А с номинальными мощностями кВт и кВт /2, с. 390/. Для первого перегрузка составляет при допускаемой перегрузке 5%.
Для двигателей с мощностью 15 кВт рассчитаны следующие номинальные частоты вращения : 700, 955, 1425, 2850 об/мин.
Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода , вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмём эти значения для ременной и зубчатой передач соответственно , /2, с. 7/. После перемножения получим в результате .
При таком передаточном отношении привода и частоте вращения на выходном валу редуктора об/мин потребуется двигатель с частотой вращения об/мин.
2.1.3 Окончательно выбираем /2, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4АМ112МА6УЗ со следующими параметрами:
- номинальная мощность кВт;
- номинальная частоты вращения об/мин;
- отношение пус кового момента к номинальному .
2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач
Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода
(2.3) |
Расчёт по формуле (2.3) даёт .
Примем /2, с. 6/ передаточные отношения:
- для ременной передачи - .
Тогда на долю зубчатой передачи остаётся передаточное отношение .
Проверка убеждает в правильности вычислений.
2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
2.3.1 Частоты вращения валов:
об/мин;
об/мин;
об/мин;
об/мин.
2.3.2 Угловые скорости валов:
рад/с;
рад/с;
рад/с;
рад/с.
2.3.3 Мощности на валах привода:
кВт;
кВт;
кВт.
кВт.
2.3.4 Моменты на валах привода:
Н·м;
Н·м;
Н·м.
Н·м.
2.3.5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу /на валу двигателя/ /см. пункт 2.1.3/.
Номинальной мощности двигателя кВт соответствует номинальный момент Н·м. Отсюда Н·м.
Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности /см. пункт 2.3.4/, в раза.
Исходя из этого соображения, получаем:
Н·м;
Н·м;
Н·м.
Н·м.
2.3.6 Результаты расчётов, выполненных в подразделе 2.3, сведены в таблице 2.1.
81,6 | 8,54 | 2,54 | 297,42 | 634,4 |
Таблица 2.1 – Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода
№ вала по рис. 1.1 | , об/мин | , рад/с | , кВт | , Н·м | , Н·м |
99,95 | 2,8 | 28,01 | 59,94 | ||
318,3 | 33,31 | 2,66 | 79,85 | 170,77 | |
81,6 | 8,54 | 2,6 | 304,4 | 651,4 |
3 Расчёт зубчатой передачи редуктора
3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения
3.1.1 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колес назначаем дешевую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050-88. После улучшения /закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием/ материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства /2, с. 34/:
Шестерня Колесо
Твёрдость НВ 230...260 НВ 200...225
Предел текучести , не менее 440 МПа 340 МПа
Предел прочности , не менее 780 МПа 690 МПа
3.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае /2, с. 33/
, | (3.1) |
где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;
- коэффициент долговечности;
- коэффициент безопасности.
Для стальных колес с твердостью менее НВ 350 /2, с. 27/
(3.2) |
Коэффициент долговечности /2, с. 33/
(3.3) |
где - базовое число циклов;
- эквивалентное /действительное/ число циклов перемены напряжений.
Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов /2, с. 33/.
Эквивалентное /действительное/ число циклов /3, с. 184/
(3.4) |
где - число зубчатых колес, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;
- частота вращения этого колеса, об/мин;
- срок службы передачи в часах.
Для шестерни и для колеса , об/мин, об/мин. По заданию на курсовой проект /см. раздел 1/ срок службы составляет 10 лет при односменной работе. Приняв число рабочих дней в году 250, а продолжительность смены - 8 часов, получим час.
Расчёт по формуле (3.4) даёт для шестерни и колеса соответственно
Без вычислений по формуле (3.3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колес окажется меньше единицы, так как и . В таком случае следует принимать /2, с. 33/.
Если взять коэффициент безопасности /2, с. 33/, то расчёт по формулам (3.1) и (3.2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно
МПа, МПа. |
В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчете на выносливость /2, с. 35/
(3.5) |
при соблюдении условия
, |
где и - соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (3.1), МПа;
- меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (3.5), МПа.
Расчёт по формуле (3.5) даёт МПа. Условие выполняется, так как 391,5<1,23·409=502,07.
3.1.3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из нормализованной, улучшенной и объемно закаленной стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле:
(3.6) |
При МПа /минимальное значение для колеса по пункту 3.1.1/
МПа. |
3.1.4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчёте зубьев на выносливость вычисляется по формуле /3, с. 190/
(3.7) |
где - предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствующий базовому числу циклов;
- коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья /в случае реверсивной передачи/;
- допускаемый коэффициент безопасности /запаса прочности/.
По рекомендации /2, с. 43...45/ берём:
- для нормализованных и улучшенных сталей =1,8НВ;
- при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, =1;
- для стальных поковок и штамповок при твердости менее НВ 350 .
Коэффициент долговечности /3, с. 191/
(3.8) |
где - показатель корня;
- базовое число циклов;
- эквивалентное /действительное/ число циклов.
Для колёс с твёрдостью зубьев до и более НВ 350 коэффициент равен соответственно 6 и 9. Для всех сталей принимается .
Для обоих колёс имеет те же численные значения, что и /см. пункт 3.1.2/. Оба эти значения /для шестерни - , для колеса - / больше . Поэтому принимается коэффициент долговечности /3, с. 191, 192/.
Расчёт по формуле (3.7) даёт соответственно для шестерни и колеса
МПа, МПа |
3.1.5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки для сталей с твердостью менее НВ 350
(3.9) |
Расчёт по этой формуле с учётом характеристик материала /см. пункт 3.1.1/ даёт для шестерни и колеса соответственно
МПа, МПа. |
3.2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной зубчатой передачи
Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с. 32/
(3.10) |
где - коэффициент, равный 49,5 и 43 для прямозубых и косозубых колёс соответственно;
- передаточное число зубчатой пары;
- момент на колесе /на большем из колес/, Н·м;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;
- допускаемое контактное напряжение, МПа;
- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.
Передаточное число , а момент Н·м /см. раздел 2/. Допускаемое напряжение МПа вычислено в пункте 3.1.1.
Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию возьмём по рекомендации /2, с. 33/.
Колёса расположены симметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно /2, с. 32/.
В итоге расчёт по формуле (3.10) даёт
мм. |
Межосевое расстояние округляем до стандартного значения мм /2, с. 36/.
Окружной модуль /2,с. 36/ мм. Из стандартного ряда модулей /2, с. 36/ берём мм.
Тогда число зубьев шестерни
Примем , тогда число зубьев колеса
Фактическое передаточное отношение , т. е. не отличается от принятого ранее в подразделе 2.2.
Уточненное значение
Cos β = (( ) ∙ )/2 = (153+39)/2∙200=0.96
β = 16 о 26, ; Sin 16.26 = 0.524
=(2.5∙ )/( ∙sinβ)=(2.5∙2)/(200∙0.29)=0.086
При обработке шестерни с числом зубьев подрезание зубьев исключается, так как условие неподрезания /2, с. 38/ соблюдено, что видно без расчета.
Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно
мм, мм |
Диаметры вершин зубьев
мм, мм. |
Суммарная ширина двух колес |
Ширина каждого из колес будет в два раза меньше, т.е. мм.
Шестерни возьмём шире колёс на 5 мм. Таким образом, ширина шестерни мм. Коэффициент ширины шестерни по диаметру
3.3 Проверочный расчёт прочности зубьев передачи
3.3.1 Расчетное контактное напряжение для прямозубых цилиндрических передач /2, с. 31/
, | (3.11) |
где - коэффициент нагрузки;
- ширина колеса расчётная /наименьшая/.
Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.
Окружная скорость колёс
м/с |
При такой скорости назначаем восьмую степень точности/2, с. 32/.
Коэффициент нагрузки /2, с. 32/ при проверочном расчёте на контактную прочность
(3.12) |
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба /по ширине венца/;
- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /динамический коэффициент/.
По рекомендациям /2, с. 39, 40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:
- =1,04 при окружной скорости м/с и восьмой степени точности;
- =1 при значении коэффициента , твёрдости зубьев менее НВ 350 и симметричном расположении колёс относительно опор;
- =1 при окружной скорости м/с, восьмой степени точности и твёрдости менее НВ 350.
Расчёт по формуле (3.12) даёт
Ширину колеса берём в расчёт минимальную и суммарную для обоих колес, т.е. мм, рассматривая по-прежнему передачу как неразделенную. Момент на колесе Н·м /см. разд. 2/.
Расчёт по формуле (3.11) даёт
МПа МПа. |
3.3.2 Расчёт зубьев на контактную прочность по формуле (3.11) при кратковременных перегрузках моментом Н·м /см. раздел 2/ даёт
МПа МПа. |
3.3.3 Напряжения изгиба зубьев прямозубых цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2, с. 46/
(3.13) |
где - окружная сила, Н;
- коэффициент нагрузки;
- коэффициент формы зуба;
- коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы, что и для прямых
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;
- ширина колеса, находящаяся в зацеплении /минимальная/, мм;
- модуль, мм.
В зацеплении колёс передачи участвует окружная сила /2, с. 158/:
H; Fr=( (tg20o))/d3=(1886∙0.3639)/0.96=714.9 H; Fa=Ft ∙ tgβ=1886∙0.016=550.07 H. |
Коэффициент нагрузки /2, с. 42/
(3.14) |
где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;
- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /коэффициент динамичности/.
Примем /2, с. 43/ с учётом, что твёрдость колёс менее НВ 350, коэффициент , а каждое из колёс расположено симметрично относительно опор.
Назначим , учитывая дополнительно, что окружная скорость м/с, а степень точности принята восьмая.
Тогда по формуле (3.14)
Для расчетов, руководствуясь только рекомендацией /2,с.47/,возьмем
Коэффициент определим по формуле /2,с.46/
=1-(β/140)=1-(16,26/140)=0,88
/Здесь βо - вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в град. /
Коэффициент формы зуба для косозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев /2,с.46/, которое составляет
Для шестерни zυ2=z2/cos3β=39/0.8847=45
Для колеса zυ3=zз/cos3β=153/0.8847=173
Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с. 42/ , .
Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.13) даёт для шестерни и колеса соответственно
МПа, МПа. |
Это значительно меньше вычисленных в пункте 3.1.4 допускаемых напряжений МПа и МПа.
3.3.4 Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (3.13), куда вместо окружной силы , рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках
Н. |
После подстановки в формулу (3.13) получаем при перегрузках соответственно для шестерни и колеса напряжения изгиба
МПа, МПа. |
Эти напряжения значительно меньше вычисленных в пункте 3.1 допускаемых напряжений МПа и МПа.
3.3.5 Геометрические параметры колёс зубчатой передачи, обоснованные в результате расчетов, сведены в таблицу 3.1.
Таблица 3.1 - Геометрические параметры колёс зубчатой передачи
Параметры | Шестерня | Колесо |
Межосевое расстояние, мм | ||
Модуль, мм | ||
Угол наклона зубьев, град | 16о26, | 16о26, |
Число зубьев | ||
Направление зубьев | Левое и правое | Правое и левое |
Делительные диаметры, мм | 81,25 | 318,75 |
Диаметры вершин зубьев, мм | 85,25 | 322,75 |
Ширина венцов колес, мм |
4 Расчет клиноременной передачи
4.1 Исходные данные для расчета
Из раздела 2 заимствуются следующие данные:
- передаваемая мощность – 2,8 кВт;
- частота вращения ведущего шкива – 955 об/мин;
- передаточное отношение – 3;
- момент на ведущем шкиве – 28,01 Н·м;
Относительное скольжение ремня возьмём по рекомендации /3, с. 131/.
4.2 Сечение ремня, диаметры шкивов
В зависимости от частоты вращения малого шкива и передаваемой мощности выбираем по номограмме /2, с. 134/ клиновой ремень сечения А.
Ориентировочно диаметр меньшего шкива /2, с. 130/
мм |
По рекомендациям /2, с. 132/ принимаем мм.
Диаметр большого шкива /2, с. 120/
мм |
Принимаем стандартную величину мм /2, с. 133/, при которой фактическое передаточное отношение . Оно несколько больше принятого первоначально . Расхождение составляет . Окончательно принимаем диаметры шкивов мм, мм.
4.3 Межосевое расстояние, длина ремня
Из компоновки привода установлено, что электродвигатель и редуктор достаточно компактно размещаются при межосевом расстоянии ременной передачи мм.
Примечание - Дальнейшее сближение двигателя и редуктора позволяет уменьшить межосевое расстояние еще максимально на 75 мм, но при этом осложняется монтаж и регулировка ременной передачи.
Литература рекомендует принимать межосевое расстояние в интервале /2, с. 130/
, , | (4.1) |
где - высота сечения ремня в мм.
Для ремня типа А мм /2, с. 131/. Расчёт по формулам (4.1) даёт
мм, мм |
Таким образом, принятое первоначально в компоновке межосевое расстояние мм не противоречит рекомендациям.
Соответствующая принятому межосевому расстоянию расчётная ремня /2, с. 121/
мм |
Ближайшая стандартная длина ремня мм /2, с.131/. Соответствующее ей уточнённое межосевое расстояние /2, с. 130/
, | (4.2) |
где ;
После подстановки получаем
мм; мм2; мм. |
При конструировании передачи /в дальнейшей работе над компоновкой/ следует обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на мм для свободного надевания ремней на шкивы, а также возможность увеличения его на мм для регулировки предварительного натяжения ремней. Прибавим в качестве резерва к этим цифрам соответственно 4 и 10 мм. Тогда при окончательно обоснованном межосевом расстоянии 519 мм в конструкции должна предусматриваться возможность его изменения от плюс 55 до минус 22 мм.
4.4 Количество ремней в передаче
Количество ремней вычисляется по формуле /2, с. 135/
, | (4.3) |
где - мощность, передаваемая ременной передачей, кВт;
- коэффициент режима работы;
- мощность, допускаемая для передачи одним ремнём, кВт;
- коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;
- коэффициент, учитывающий влияние угла охвата меньшего шкива;
- коэффициент, учитывающий число ремней в передаче.
Передаваемая мощность кВт /см. пункт 2.1.1/.
Коэффициент режима работы при односменной работе и кратковременных перегрузках, составляющих 180% от номинальной нагрузки /2, с. 136/.
Мощность, передаваемая одним ремнём, кВт для мм, об/мин и /2, с. 132/.
Коэффициент для ремня с сечением А и длиной мм /2, с. 135/.
Коэффициент принят в предположении, что число ремней составит 3-4.