Проектирование привода ленточного конвеера

Содержание

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

 

      В настоящее время привод машин и механизмов осуществляется в основном электродвигателями переменного тока с частотой вращения 750 до 3000 об/мин. Однако рабочие органы машины в большинстве случаем имеют небольшую частоту вращения n = 20-100 об/мин (барабан, лебедки, ведущий барабан ленточного транспортера и т. д.) или более высокую частоту вращения, чем у электродвигателя.

   

  Для преобразования  вращательного движения электродвигателя  на вал рабочего органа применяют механические передачи, предназначенные для исполнения целого рода других функций, основными из которых являются:

• повышение или понижение крутящего момента;
• изменение траектории или характера движения;
• регулирование и изменении скорости;
• предохранение деталей и узлов машин от поломки при перегрузках.

 

В данном курсовом проекте разрабатывается привод ленточного транспортера, состоящий из основных рабочих единиц: электродвигателя, муфты, редуктора, барабана, опоры, основания привода.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1 Расчет привода

 

 

Определение потребной  мощности

                                          

                                       ,                                                             (1)

 

        где N_P – мощность на рабочем валу;

                       - общий КПД привода:

 

                                                ;                                  (2)

                       

       - КПД плоскоременной передачи, = 0.96 (табл. 4.1, [1] );

       - КПД зубчатого зацепления с коническими колесами, = 0.96 ;                  

- КПД зубчатого зацепления  с цилиндрическими колесами, = 0.97;

- КПД подшипников, =0.99

Тогда

                                            = 0.98  0.78  0.97 0.99³ = 0.87;

 

                                         =  1490 Вт .

 

       По приложению 8 [1] выбираем ближайшее к N_эд тип двигателя. принимаем двигатель типа 4А80B4У3 мощностью 1.5 кВт с синхронной частотой вращения n_эд = 1500 об/мин. Отношение максимального момента к номинальному Т_max / T_min =2.0.

 

Определение общего передаточного числа привода

 

                                   ;                                            (3)

 

Разбиваем передаточное отношение  по ступеням привода

                             

                                      ,                                                             (4)

где U_рп- передаточное отношение плоско- ременной  передачи, U_рп = 3,

                             

                                         .

 

       Определяем  передаточное отношение каждой  ступени редуктора

 

                           U_к 2.0 …3.0 , принимаем U_к =2.5;                                            (5)

 

                              ;                                                          (6)

 

       Определяем частоту  вращения каждого вала привода

 

                                 n₁ = n_эд = 1500 об/мин;

                                                                                                  

                                                                            (7)  

 Расчет мощности  на валах

 

                                          (8)

Расчет крутящих моментов

                        

                                                                                                                (9)        

                       

 

 

Расчет ориентировочных диаметров  валов

 

                                                                                              (10)

 

где [ ] – допускаемое напряжение кручения, [ ] = 12  10⁶ Па ;

 

                                  

                             

 

      2 Выбор материала

 

    Для того, чтобы спроектировать редуктор недорогой и небольших габаритов, выбираем для колеса и шестерни второй ступени сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, которая относится к группе материалов с твердостью НВ   350. По таблице 8.8 [4] назначаем для колес термообработку: улучшение НВ 230 … 260; = 850 Мпа; =550 Мпа; для шестерни первой ступени – азотирование поверхности HRC 50…59 при твердости сердцевины HRC 26…30, =1000 Мпа; =800 Мпа.

    Для шестерни второй  ступени – улучшение 260…280 НВ при  = 700 Мпа, = 950 Мпа;

 

     Определение допускаемых напряжений

 

     Контактная прочность,  а, следовательно, предел контактной  выносливости  определяется в основном твердостью рабочих поверхностей зубьев. Для колес колес обеих ступеней:

 

                                   = 2НВ + 70 = 2  240 + 70 = 550 Мпа.

    Для шестерни первой  ступени :

 

                                    = 1050 Мпа.

 

    Для шестерни  второй ступени :

 

                                    = 2  240 + 70 = 610 Мпа.

 

    Коэффициент  безопасности (таблица 8.9, [4]) для  второй ступени определяется: S_H = 1.1; для первой S_H = 1.2.

    Число циклов напряжений для колеса второй ступени при С = 1 определяется по формуле

 

                                      ,                                                                    (11)

 

где n – частота вращения вала, об/мин;

       - срок службы передачи, тыс. ч.

 

                                     

 

По графикам ([4] рисунок 8.40) для колеса первой ступени НВ=245 (среднее) N_н0=1.5 10⁷, для шестерни второй ступени HRC 50…59 ( =550 HB) N_н0=10⁸.

     По таблице 8.10 [4] К_НЕ=0.25, так как редуктор работает с постоянной нагрузкой в запыленном помещении.

     Эквивалентное число  циклов определяется по формуле

 

                                                                                                    (12)

 

     Для колеса второй  ступени

 

                                        

 

     Сравнивая  N_HE и N_H0 отмечаем, что для колеса второй ступени N_HE > N_H0. Так как все другие колеса вращаются быстрее, то аналогичным расчетом получим и для них N_HE > N_H0. При этом для всех колес передачи K_HL=1.

     Допускаемые контактные  напряжения для колеса второй  ступени определяем по материалу колеса, как более слабому. По формуле

 

                                       ;                                                    (13)

                                      

                                         

     Для колеса первой ступени [ _H]₁=500 Мпа, а для шестерни

 

                                        

 

     Допускаемое контактное  напряжение для первой ступени определяем по формуле 8.56 [4]

                                 

                                          ;                                                (14)  

 

          

По таблице 8.9 [4] допускаемые  напряжения изгиба

для колес обеих ступеней

 

                              

 

для шестерни первой ступени:

 

                                

 

для шестерни второй ступени:

 

                                

     Определим [ ] формуле

                                                                                    (15)

где - предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

       К_FC- коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, так как передача не реверсивная К_FC=1 [4];

      К_FL- коэффициент долговечности;

      S_F- коэффициент безопасности, S_F=1.75 (таблица 8.9).

     Предварительно определяем  по формуле

 

                                     N_FE=K_FE                                                                          (16)

и по таблице 8.10 [4] для колеса второй ступени при m=6 и ранее найденных значениях получим

            

                      N_FE= 0.14  1.26 10⁷= 1.764 10⁷ > N_FG=4 10⁶.

 

     В этом  случае K_FL=1. Аналогично и для всех колес и шестерен получим К_FL=1.

     Для обоих  колес 

 

                                

 

для шестерни второй ступени

 

                             

для шестерни второй ступени

 

                             

     Допускаемые  контактные напряжения при кратко  временной перегрузке – таблица 8.9 [4]. Предельные контактные напряжения

     для колес  обоих ступеней

 

                        

 

 

 

    для шестерни  второй ступени

 

                          

    для шестерни  первой ступени

 

                          

 

     Предельные  напряжения изгиба

для обоих колес

 

                         

 

для шестерни второй ступени

 

                         

 

для шестерни первой ступени

 

                         

    

 

 

 

 

 

3 Расчет тихоходной ступени

 

     Вначале рассчитываем вторую прямозубую пару, как более нагруженную и в основном определяющую габариты редуктора. Предварительный расчет выполним по формуле:

 

                                                                    (17)

 

где U_T- передаточное отношение второй ступени, U_T=1.5;

       Е_пр- приведенный модуль упругости;

       -коэффициент ширины колеса относительно межосевого расстояния;

       Т₂- крутящий момент на ведомом валу;

       - коэффициент ширины шестерни относительно контактных напряжений.

     Условимся обозначать  здесь и далее предварительно  выбранные или рассчитанные параметры дополнительным индексом- штрихом.

     По рекомендации [4], согласно таблице 8.4 принимаем При этом по формуле

 

                                                                                               (18)

где - коэффициент ширины шестерни относительно диаметра.

 

                                  

 

и по графику рисунка 8.15 [4] находим 

     Далее по формуле  8.3 [4] находим Е_пр=2.1 10⁵ Мпа. Ранее было найдено = 500 Мпа и Т₄=294.66 Н м.

     В результате получаем

 

                          

 

По ряду Rа 40 определяем и принимаем а₂=150 мм.

     Находим b_w- ширину колеса второй ступени

 

                                                                                             (19)

 

По таблице 8.5 [4] принимаем  и находим модуль по формуле

 

                                                                                                (20)

 

     По таблице  8.1 [4] назначаем m=2 мм.

Суммарное число зубьев

 

                                                                                                                   (21)

 

                                     

 

     Число зубьев шестерни

 

                                                                                                              (22)

 

                                         

Принимаем z₁ =26 .

     Число зубьев колеса

 

                                   Z₂ = - z₁ = 150 – 26 =124

 

     Фактическое передаточное  число

 

                                     U₂ =                                                          (23)

 

     При этом

 

                                     

 

     Делительные  диаметры шестерни и колеса                          

 

                              d₁ = z₁ m = 26 2 = 52 мм;                                                            (24)

 

                             d₂ = z₂ m = 124 2 = 248 мм.                                                         (25)

 

     Выполняем проверочный  расчет на усталость по контактным  напряжениям 

 

                                                      (26)

 

     Предварительно определяем

 

                                                                                                   (27)