Электропривод цепного транспортёра

Содержание

ВВЕДЕНИЕ 3

ЗАДАНИЕ 4

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА 5

1.1 Выбор электродвигателя. 5

1.2 Определение передаточных чисел  привода. 6

1.3 Кинематический расчет привода 6

1.4 Силовой расчет привода 6

1.5 Срок службы приводного устройства 6

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ 7

2.1 Проектный расчет. 7

2.2 Проверочный расчет 9

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ РЕДУКТОРА 10

3.2 Быстроходная ступень 13

3.2.1 Выбор материала 13

3.2.2 Расчет параметров передачи 15

4. ЭСКИЗНАЯ КОМПАНОВКА 17

4.3 Расчет диаметров ведомого  вала 17

4.3 Подбор подшипников. 18

4.4 Конструктивные размеры 18

4.4.2 Тихоходная ступень 18

4.5 Уплотнение подшипниковых узлов 19

4.6 Конструирование корпуса и  крышки 19

5.РАСЧЕТ ТИХОХОДНОГО ВАЛА 21

5.1 Определение реакций опор  и построение эпюр изгибающих и крутящих моментов 21

5.2 Проверочный расчет вала 23

6. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ 25

7. РАСЧЕТ ШПОНОК 26

7.1 Соединение колеса на тихоходном  валу и вала 26

7.3 Соединение звездочки и тихоходного  вала 26

8. ВЫБОР ПОСАДОК. 27

9. ВЫБОР СМАЗКИ.

10. подбор муфты 28

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 29

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Привод - устройство, предназначенное для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии (двигателя электрического, теплового, гидравлического и т.д.) и механизма для передачи энергии (движения). В качестве механических чаще всего используются различные типы механических передач (зубчатая, цепная, ременная, винтовая и т. д.), которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает цепную передачу и редуктор с передачей. Привод должен обеспечить передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

 

 

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ ПРИВОДА

1.1 Выбор электродвигателя.

Требуемая мощность электродвигателя

где F - Сила на барабане

    V- скорость движения ленты

     - общий КПД привода

где hрем=0,96 - КПД открытой ременной передачи табл.4.1 [1, c.46]

hцз=0,75- КПД закрытой червячной передачи табл.4.1[1, c.46]

hоп=0,99 - КПД подшипников табл.4.1 [1, c.46],

hцеп=0,98  - КПД цепной передачи

Определение частоты вращения приводного вала nB

,

Условия для выбора электродвигателя по мощности Pтр<Pном. (Допустимая перегрузка не более 5%) По каталогу из приложения 1 [1] выбираем значение мощности электродвигателя Pном=11кВт.

.

По приложению 1 [1] выбираем трехфазные асинхронные электродвигатели серии 4А и записываем в таблицу марки электродвигателей, удовлетворяющие требованиям по номинальной мощности Pном=11 кВт.

Для ременной передачи предварительно принимаем uрем=3, Тогда передаточное число редуктора uред

На основе ориентировочных значений uред назначаем электродвигатель, оптимальный для нашей кинематической схемы. Принимаем электродвигатель АИР160S6. имеющий Pном=11кВт, nном=970 мин-1.

1.2 Определение  передаточных чисел привода.

По табл. 4.4 [1] принимаем передаточное число редуктора uред=12,5 передаточное число цепной передачи  

 

1.3 Кинематический  расчет привода

Цель расчета - определение частоты вращения всех элементов привода

n1=nдв/uклинорем=970/3=470,5 об/мин

n2=n1/n1;2=470,5/4=117,6 об/мин

n3=n2=117,6 об/мин

n4=n3/u3;4=117,6/2,5=47 об/мин

n5=n4=47 об/мин

1.4 Силовой расчет  привода

Цель расчета - определение вращающего момента на всех элементах привода

Tдв=

Н·м

T1=Tдв·ηпем·ηп·uрем=19,86·0.96·0,99·3,05=57,6 Н·м

T2=T1·u1;2·η1/2 =57,6·4·0.97/2=111,7 Н·м 

T3=2T2·ηп=2·111,7·0.99=221,1 Н·м

T4=T3·u3;4·η3;4=221,1·2,5·0.97=536,1 Н·м

T5=T4·ηп·ηм=536,1·0.99·0.98=520,1 Н·м

1.5 Срок службы  приводного устройства

Lh=365•Lr•Kгод•Kсут•24=365•10•0.7•0.35•24=21462 ч

Lr=10 - срок службы привода, лет

Kгод =0,7 - коэффициент годового использования

Ксут=0,35 - коэффициент суточного использования

 

 

2. ПРОЕКТИРОВАНИЕ  РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

2.1 Проектный расчет.

2.1.1 Выбор сечения  ремня

Выбираем сечение А, т.к. номинальная мощность Pном=3 кВт, а частота вращения n=1435 об/мин. 

2.1.2 Минимально  допустимый диаметр ведущего  шкива

      d1min=90 мм

2.1.3 Расчетный  диаметр ведущего шкива

      d1=

принимаем d1=100 мм

2.1.4 Диаметр ведомого  шкива

      d2=u•d1(1-e)=3,05•100(1-0.01)=301,95 мм

      где e - коэффициент скольжения

Округляем до стандартного  d2=315 мм

2.1.5 Фактическое  передаточное число uф

;

2.1.6 Ориентировочное  межосевое расстояние a,

а³0.55(d1+d2)+h=0.55•(100+315)+8=236,25 мм

2.1.7 Расчетная  длина ремня

Выбираем стандартную величину l=1250 мм

2.1.8 Уточнение  межосевого расстояния

2.1.9 Угол обхвата  ремнем ведущего шкива

2.1.10 Скорость  ремня,

 м/с

2.1.11 Частота пробегов  ремня 

U=v/l=7,51/1,250=6 с-1

2.1.12 Допускаемая  мощность, передаваемая одним клиновым  ремнем Н/мм2

Значения Сa; Сl; Cz;  Cp из таблицы 5.2 [2]

Сa=0.89 - коэффициент угла обхвата a1 на меньшем шкиве

Сl=0.91 - коэффициент влияния отношения расчетной длины

Cp=1 - коэффициент динамичности нагрузки

Cz=0,95 - коэффициент числа ремней

[P0] из таблицы 5.5 [2] [P0]=1,5 Н/мм2

[Pп]=[P0]CpСaClСz=1,5•1•0.89•0.91•0.95=1,15

2.1.13 Количество  клиновых ремней

 z=Pном/[Pп]=3/1.15=2,6

принимаем z=3

2.1.14 Сила предварительного  натяжения

 Н

2.1.15 Окружная  сила передаваемая ремнем,

 Н

2.1.16 Силы натяжения  ведущей F1 и ведомой F2 ветвей ремня,

 Н;  Н

2.1.17 Сила давления  ремня на вал Fоп

Н

2.2 Проверочный расчет

   Прочность  ремня по максимальным напряжениям  в сечении ведущей ветви smax, Н/мм2

smax=s1+sи+sv£[s]р

где Н/мм2

       Н/мм2

   sv=rv2•10-6=1300•62•10-6=0.05 Н/мм2

     [s]р=10

smax=s1+sи+sv=2,9+6,4+0.05=9,35£10 Н/мм2

 

 

 

3. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧ  РЕДУКТОРА

3.1 Тихоходная  ступень

3.1.1 Выбор материала

Выбираем материал: Сталь 45  

Для шестерни HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2 σ-1=380 Н/мм2

 термообработка  улучшение; HBср1=285.5

Для колеса HB=235..262; σВ=780 Н/мм2; σТ=540 Н/мм2 σ-1=335 Н/мм2

термообработка нормализация; HBср2=248.5

Определение допускаемых контактных напряжений

         МПа

         МПа

Определение предела контактной выносливости

            МПа

            МПа

Коэффициент запаса

           SH - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

            При термообработке улучшение  SH2=SH1=1.1

Определение коэффициента долговечности

а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

    Для  шестерни NHG1= =23 млн. циклов

    Для  колеса NHG2= =16 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh

   Для шестерни  NK1=60•117,6•1•21462=151,4 млн. циклов

   Для колеса NK2=60•47•1•21462=60,5 млн. циклов•

Так как NK1>NHG1 и NK2>NHG2, то принимаем коэффициент долговечности

zN1=1 и zN2=1

Коэффициент шероховатости ZR [1, c.13]

 

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости [1, c.14]:

ZV=1

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Коэффициент долговечности YN

Базовое число циклов нагружений    NFG=4•106

Так как NK1>NFG1 и NK2>NFG2, то принимаем коэффициент долговечности

yN1=1 и yN2=1

Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz<40 мкм)

Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1

Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1, c.15]

Средние значения придела выносливости при изгибе

        МПа

3.1.2. Расчет параметров  передачи

Чтобы найти межосевое расстояние передачи принимаем коэффициент относительной ширины колес ; расчетный коэффициент для прямозубых передач Ka=495; коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии . Тогда межосевое расстояние

Полученное значение аw межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66; принимаем аw=180

Необходимая ширина зубчатого венца

b4=ψbaaw=0.315•180=56 мм

Полученное значение уточняем по ГОСТ 6636-69.

Нормальный модуль зубчатых колес выбираем в пределах

m=(0.01…0.02)aw=(0.01…0.02)·180=1,8…3,6. По ГОСТ 9563-60 назначаем m=3 мм

 

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Принимаем

Число зубьев шестерни

принимаем

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число

;

Основные геометрические размеры передачи

   Основные  размеры шестерни:

  делительный  диаметр  мм

диаметр вершин зубьев da1=d1+2m=102+2•3=108 мм

диаметр впадин зубьев df1=d1-2.5m=102-2.5•3=94,5 мм

   Основные  размеры колеса

   делительный  диаметр  мм

               диаметр вершин зубьев da2=d2+2m=258+2•3=264 мм

               диаметр впадин зубьев df2=d2-2.5m=258-2.5•3=250,5 мм

Проверка межосевого расстояния  aw=(d1+d2)/2=(102+258)/2=180 мм

Силы в зацеплении

           а) окружная    Ft=2·103T4/d2=2·103·536,1/258=4155,8 Н

           б) радиальная Fr=Ft·tgα=4155,8·tg20=1512,5 Н

Выполняем проверочный расчет по контактным напряжениям. Сначала находим контактное напряжение без учета дополнительных нагрузок

 

МПа

Где ZE=190 - коэффициент учитывающий механические свойства материалов

ZH=2.5 - Коэффициент учитывающий форму сопряженных поверхностей

- коэффициент  суммарной длины контактной линии

 

Контактное напряжение с учетом всех дополнительных нагрузок

МПа

Степень недогрузки  по контактным напряжениям

что допустимо

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

а) в зубьях колеса

 МПа

YFS2=3.59 - коэффициент формы зуба колеса

Yβ=1- коэффициент учитывающий наклон зуба

Yε=1 - коэффициент перекрытия зубьев

б) в зубьях шестерни

YFS1=3.85 - коэффициент формы зуба шестерни

 

3.2 Быстроходная  ступень

3.2.1 Выбор материала

Выбираем материал: Сталь 45  

Для шестерни HB=269..302; σВ=890 Н/мм2; σТ=650 Н/мм2 σ-1=380 Н/мм2

 термообработка  улучшение; HBср1=285.5

Для колеса HB=235..262; σВ=780 Н/мм2; σТ=540 Н/мм2 σ-1=335 Н/мм2

термообработка нормализация; HBср2=248.5

Определение допускаемых контактных напряжений

         МПа

         МПа

Определение предела контактной выносливости по

            МПа

            МПа

Коэффициент запаса

           SH - коэффициент запаса прочности для колеса и шестерни

            При термообработке улучшение SH2=SH1=1.1

Определение коэффициента долговечности

а) Находим число циклов напряжений, соответствующие пределу кривой усталости

    Для  шестерни NHG1= =23 млн. циклов

    Для  колеса NHG2= =16 млн. циклов

б) Число циклов нагружения зубьев за все время работы при nз=1 по формуле NK=60nnзLh

   Для шестерни  NK1=60•470,5•1•21462=605,8 млн. циклов

   Для колеса  NK2=60•117,6•1•21462=151 млн. циклов•

Так как NK1>NHG1 и NK2>NHG2, то принимаем коэффициент долговечности

zN1=1 и zN2=1

Коэффициент шероховатости ZR

 

Коэффициент учитывающий влияние окружной скорости

ZV=1

Допускаемое контактное напряжение для расчета цилиндрической передачи

            [σ]H=0.45•([σ]H01+[σ]H02)=0.45•(582.7+515.4)=494.1 МПа

Так как не выполняется условие [σ]H≥[σ]Hmin, то принимаем [σ]H=515.4 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

Допускаемые напряжения изгиба по формуле

Для шестерни МПа

Для колеса МПа

Коэффициент долговечности YN

Базовое число циклов нагружений    NFG=4•106

Так как NK1>NFG1 и NK2>NFG2, то принимаем коэффициент долговечности

yN1=1 и yN2=1

Коэффициент шероховатости yR1=yR2=1 (Rz<40 мкм)

Коэффициент учитывающий влияние нагрузки yA=1

Коэффициент запаса прочности [S]F=1.7 [1, c.15]

Средние значения придела выносливости при изгибе

        МПа

       МПа

3.2.2 Расчет параметров  передачи

Чтобы найти межосевое расстояние передачи принимаем коэффициент относительной ширины колес ; расчетный коэффициент для прямозубых передач Ka=430; коэффициент, учитывающий неравномерность нагрузки по длине контактной линии . Тогда межосевое расстояние

Полученное значение аw межосевого расстояния округляем до ближайшего значения по ГОСТ 2185-66; принимаем аw=100

Необходимая ширина зубчатого венца

b2=ψbaaw=0.4•100=40 мм

Нормальный модуль зубчатых колес модуля зацепления