Основы проектирования ленточного конвейера (стр. 1 из 4)

Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Проектный расчет зубчатой передачи

3.1 Проверочный расчет

4. Расчет цепной передачи

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Проектный расчет валов, подбор подшипников

7. Расчет реакций опор валов

8. Расчет внутренних силовых факторов валов

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы

Задание

Вариант 3

Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Блок нагружения.

Техническая характеристика привода:

Натяжение ветвей тяговой цепи

конвейера: F1, кН: 7,2.

F2, кН: 5,0.

Скорость ленты: V, м/с: 1,55.

Диаметр барабана: D, м: 0,52

Ширина ленты: b, м: 0,65

Ресурс работы привода Lh, тыс. ч: 11

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Выбор двигателя [1]

Общий КПД привода:

η = ηред · ηм · ηцеп · ηп

ηред – КПД редуктора.

ηред = ηцп · ηп2

ηцп = 0,95…0,97; принимаем ηцп = 0,96 – КПД закрытой цилиндрической передачи;

ηп = 0,99 – КПД пары подшипников качения.

ηред = 0,96 · 0,992 = 0,94

ηм = 0,98 – КПД муфты.

ηцеп = 0,95 – КПД цепной передачи.

η = 0,94 · 0,98 · 0,95 · 0,99 = 0,87

Требуемая мощность двигателя:

Ртр = Рвых/ η = 3,41 / 0,87 = 3,9 кВт.

Рвых – мощность на валу барабана.

Рвых = Ft · V = 2,2 · 103 · 1,55 = 3410 Вт = 3,41 кВт.

Ft = F1 – F2 = 7,2 - 5,0 = 2,2 кН – окружная сила на барабане.

Частота вращения барабана [3].

nвых =

= = 57 об/мин.

nвых – частота вращения барабана.

V = 1,55 м/с – скорость ленты.

D = 0,52 м – диаметр барабана.

Выбираем электродвигатель по ГОСТ 16264.1–85 с запасом мощности: АИР112МВ6

Pдв = 4 кВт; nдв = 950 об/мин.

Передаточное число привода [4].

U = Uред · Uцеп = nдв / nвых = 950/57 = 16,7

Uред – передаточное число редуктора;

Uцеп – передаточное число цепной передачи;

Примем: Uред = 3; Uцеп = 5,57.

Частота вращения валов:

n1 = nдв = 950 об/мин;

n2 = n1 / Uред = 950 / 3 = 316,7 об/мин;

n3 = nвых = 57 об/мин.

Угловые скорости валов:

ω1 = πn1 / 30 = 3,14 · 950 / 30 = 99,4 рад/с;

ω2 = πn2 / 30 = 3,14 · 316,7 / 30 = 33,1 рад/с;

ω3 = ωвых = πn3 / 30 = 3,14 · 57 / 30 = 6 рад/с;

Мощности на валах:

Рдв = 4 кВт;

Р1 = Рдв · ηм · ηп = 4 · 0,98 · 0,99 = 3,9 кВт;

Р2 = Р1 · ηцп · ηп = 3,9 · 0,96 · 0,99 = 3,7 кВт;

Р3 = Рвых = Р2 · ηцеп · ηп = 3,7 · 0,95 · 0,99 = 3,5 кВт.

Вращающие моменты на валах:

М1 = Р1 / ω 1 = 3,9 / 99,4 = 0,04 кН·м = 40 Н·м;

М2 = Р2 / ω 2 = 3,7 / 33,1 = 0,112 кН·м = 112 Н·м;

М3 = Мвых = Р3 / ω 3 = 3,5 / 6 = 0,58 кН·м = 580 Н·м.

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колеса – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 улучшенная до твердости 180-350 НВ с пределом текучести σТ = 540 МПа [2].

Материал шестерни – сталь 40Х ГОСТ 4543-71 со сквозной закалкой при нагреве ТВЧ до твердости 48…50 HRC [2].

Расчет по средней твердости [4]: шестерни – 52 HRC, колеса 265 НВ.

Степень точности по контакту.

Ожидаемая окружная скорость:

V = (n1

) / 2000 = 950 /2000 = 1,62 м/с

Принимаем восьмую степень точности зубчатых колес редуктора по ГОСТ 1643-81.

Принимаем коэффициент ширины ψd = 0,8, в соответствии с твердостью колеса – НВ2 < 350.

Принимаем коэффициент внешней динамической нагрузки КА = 1, поскольку блок нагружения задан с учетом внешней динамической нагрузки.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = 0,8, НВ2 < 350 равен KHβ = KFβ = 1,04 [4].

Коэффициенты режима:

μ3 = Σ

= 0,4 · 13 + 0,3 · 0,73 + 0,3 · 0,43 = 0,522

μ6 = Σ

= 0,4 · 16 + 0,3 · 0,76 + 0,3 · 0,46 = 0,436

μ9 = Σ

= 0,4 · 19 + 0,3 · 0,79 + 0,3 · 0,49 = 0,412

Допускаемые контактные напряжения при расчете на сопротивление усталости.

Суммарные числа циклов:

NΣ1 = 60n3n1Lh = 60 · 1 · 950 · 11000 = 6,27 · 108

NΣ2 = NΣ1/Uред = 6,27 · 108 / 3 = 2,1 · 108_

Эквивалентные числа циклов:

NHE1 = NΣ1 · μ3 = 6,27 · 108 · 0,522 = 3,27 · 108

NHE2 = NHE1/Uред = 3,27 · 108 / 3 = 1,1 · 108

Базовые числа циклов:

NHG1 = 340 HRCэ3,15 + 8 · 106 = 340 · 523,15 + 8 · 106 = 8,65 · 107

NHG2 = 30 НВ2,4 = 30 · 2652,4 = 1,96 · 107

Коэффициенты долговечности.

Поскольку NHG1 < NHE1, а NHG2 < NHE2:

ZN1 =

= = 0,936

ZN2 =

= = 1,03

Пределы контактной выносливости по ГОСТ 2.309-73.

σНlim1 = 17HRCэ + 200 = 17 · 52 + 200 = 1084 МПа

σНlim2 = 2HВ2 + 70 = 2 · 265 + 70 = 600 Мпа

Коэффициенты запаса: шестерни – SH1 = 1,1; SH2 = 1,1 [2].

Допускаемые напряжения шестерни и колеса.

[σ]H1 = ((σНlim1 · ZN1)/ SH1) · ZRZVZX = ((1084 · 0,936)/1,1) · 1 = 922 МПа

[σ]H2 = ((σНlim2 · ZN2)/ SH2) · ZRZVZX = ((600 · 1,03)/1,1) · 1 = 562 МПа,

где принято ZRZVZX = 1, так как ожидаемая скорость в зацеплении V ≤ 10 м/с.

Расчетное допускаемое напряжение.

[σ]H = 0,45([σ]H1 + [σ]H2) = 0,45(922 + 562) = 669 МПа

[σ]H = 1,25[σ]Hmin = 1,25 · 562 = 703 МПа

За расчетное принимаем меньшее: [σ]H = 669 МПа

3. Проектный расчет зубчатой передачи

Определение основных размеров [1].

Начальный диаметр шестерни по ГОСТ 21354-75:

dW1 = 675

= 675 = 39,9 мм

Расчетная ширина колеса по формуле:

bWрасч = ψd · dW1 = 0,8 · 39,9 = 32,32 мм

Межосевое расстояние:

αωрасч = dW1 (Uред + 1)/2 = 39,9 · (3 + 1)/2 = 79,8 мм

Принимаем стандартное межосевое расстояние αω = 80 мм (ГОСТ 2185-66). Поскольку расчетное межосевое расстояние отличается от стандартного уточняем ширину колеса по формуле:

bWтреб = bWрасч (αωрасч / αω)2 = 32,32 · (79,8 / 80)2 = 32,15 мм

Принимаем ширину колеса bW2 = 32 мм, ширину шестерни

bW1 = bW2 + 5 = 37 мм.

Определение геометрии зацепления [1]. Расчет ведем по ГОСТ 16532-70.

Модуль:

m = (0,01-0,02) αω = 0,8 – 1,6 мм.

По ГОСТ 9563-60 выбираем модуль из первого предпочтительного ряда: m = 1,5 мм. Ориентировочно принимаем βW = 12°.

Число зубьев шестерни с округлением до целого числа:

z1 = (2αωcos βW)/(m(Uред +1)) = (2 · 80cos 12°)/(1,5 · (3+1)) = 26.

Число зубьев колеса с округлением до целого числа:

z2 = z1 Uред = 26 · 3 = 78

Фактическое передаточное число:

Uред = z2 / z1 = 78/26 = 3

Угол наклона зуба:

βW = arccos

= arccos = 12,8386°.

Осевой шаг:

Рх = πm/sinβW = 3,14 · 1,5/sin 12,8386° = 21,2 мм

Коэффициент осевого перекрытия:

εβ = bW2 / Px = 32 / 21,2 = 1,51

Диаметры зубчатых колес.

Начальные диаметры:

dW1 = m z1 /cos βW = 1,5 · 26 / cos 12,8386° = 40 мм;

dW2 = m z2 /cos βW = 1,5 · 78 / cos 12,8386° = 120 мм.

dW1 + dW2 = 40 + 120 = 160 = 2αω – проверка.

Диаметры выступов:

dа1 = dW1 + 2m = 40 + 2 · 1,5 = 43 мм;

dа2 = dW2 + 2m = 120 + 2 · 1,5 = 123 мм.

Диаметры впадин:

df1 = dW1 - 2,5m = 40 – 2,5 · 1,5 = 36,25 мм;

df2 = dW2 - 2,5m = 120 – 2,5 · 1,5 = 116,25 мм.

Коэффициент торцового перекрытия по формуле:

εα = (1,88 – 3,2

) cosβW = (1,88 – 3,2 ) cos12,8386° = 1,69

Суммарный коэффициент перекрытия:

εY = εα + εβ = 1,69 + 1,51 = 3,2

Скорость и силы в зацеплении.

Окружная скорость:

Vt = πdW1 n1 / 60000 = 3,14 · 40 · 950 / 60000 = 1,98 м/с

Окружная сила:

Ft = 2000М2 / dW2 = 2000 · 112 / 120 = 1867 H

Радиальная сила:

Fr = Ft (tgαW / cos βW) = 1867(tg20° / cos12,8386°) = 697 H

Осевая сила:

Fα = Ft tg βW = 1867 · tg 12,8386° = 425 H

3.1 Проверочный расчет

Расчет ведем по ГОСТ 21354-75.

Определение коэффициентов нагрузки.

Коэффициент внешней динамической нагрузки: КА = 1.

Коэффициенты, учитывающие динамическую нагрузку в зацеплении КНV = 1,02, при V ≈ 2 м/с, твердости одного из колес меньше 350НВ и 8 степени точности [1], КFV = 3 КНV – 2 = 3 · 1,02 – 2 = 1,06 [1].

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий при ψd = bW2 / dW1 = 32 / 40 = 0,8 равен КНβ = КFβ = 1,03[1].

Уточнение коэффициентов, учитывающих неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев.

Суммарная погрешность основных шагов пары:

fpbΣ =

= = 30,6

Критерий допустимого повреждения активных поверхностей зубьев

по контактным напряжениям по изгибу

αα = 0,2, т.к. НВ2 < 350НВ αα = 0,4

Коэффициент приработки

уα = 0,5(уα1 + уα2) = 0,5(1,43 + 6,4) = 3,92 уα = 0

где уα1 = 0,075 fpb1 = 0,075 · 19 = 1,43

для колес с объемной закалкой ТВЧ

уα2 = 160 fpb2 / σНlim2 = 160 · 24 / 600 = 6,4 – для улучшенных колес.

Фактор В.

В = СY(αα fpbΣ - уα) = 24,5(0,2 · 30,6 – 3,92) = 53,9; В = СYαα fpbΣ = 24,5·0,4·30,6 = 300

где СY = 0,5(24,1 + 24,9) = 24,5 – суммарная торцевая жесткость пары зубьев [1],

при

zV1 = z1 / cos3βW = 26 / cos312,8386° = 28 и zV2 = z2 / cos3βW = 78 / cos312,8386° = 84,

поскольку βW = 12,8386° - среднее значение рекомендуемого угла наклона зуба, zV1 и zV2 - приведенные числа зубьев шестерни и колеса.

Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по парам зубьев: