Проектирование привода ленточного конвейера (стр. 1 из 3)

Оглавление

Задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

5. Основные размеры корпуса и крышки редуктора

6. Расчет ведомого вала и расчет подшипников для него

7. Расчет ведущего вала и расчет подшипников для него

8. Расчет промежуточного вала и расчет подшипников для него

9. Смазка

10. Проверка прочности шпоночных соединений

11. Выбор муфт

Список использованной литературы

Приложение: спецификации редуктора, привода, муфты

Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера.

Кинематическая схема привода

Мощность на валу барабана: N_вых= 1 кВт.

Скорость ленты конвейера: v = 0,7 м/с.

Диаметр барабана: d = 200 мм.

График нагрузки

Срок службы: 15 лет.

К_сут = 0,25

К_год = 0,7

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

КПД привода: η = η₁² · η₂² · η₃⁴ = 0,98² · 0,97² · 0,99⁴ = 0,868

η₁ = 0,98 – КПД муфты;

η₂ = 0,97 – КПД закрытой зубчатой передачи;

η₃ = 0,99 – КПД пары подшипников качения. табл. 1.1, [2]

Требуемая мощность двигателя:

N_двⁿ =

= 1 / 0,868 = 1,15 кВт.

Выбираем электродвигатель: АИР80В4; N_дв = 1,5 кВт; n_дв = 1410 мин^-1

d_вых × l = 22 × 50 – размеры выходного конца вала.

Частота вращения барабана:

n_вых = 60v / πd = 60 · 0,7 / 3,14 · 0,2 = 66,88 мин^-1

Передаточное число:

U = U₁ · U₂ = n_дв / n_вых = 1410 / 66,88 = 21,1

Передаточное число тихоходной ступени:

U₂ = 0,88

= 0,88

= 4,04 табл. 1.3 [2].

Передаточное число быстроходной ступени:

U₁ = U / U₂ = 21,1 / 4,04 = 5,22

Частота вращения валов:

n₁ = n_дв = 1410 мин^-1

n₂ = n₁ / U₁ = 1410 / 5,22 = 270 мин^-1

n₃ = 66,88 мин^-1

Мощности на валах:

N₁ = N_дв · η₁ · η₃ = 1,15 · 0,98 · 0,99 = 1,12 кВт

N₂ = N₁ · η₂ · η₃ = 1,12 · 0,97 · 0,99 = 1,08 кВт

N₃ = N₂ · η₂ · η₃ = 1,08 · 0,97 · 0,99 = 1,04 кВт

N_вых = 1 кВт

Вращающие моменты на валах:

Т₁ = 9550 N₁ / n₁ = 9550 · 1,12 / 1410 = 7,6 Н·м

Т₂ = 9550 N₂ / n₂ = 9550 · 1,08 / 270 = 38,2 Н·м

Т₃ = 9550 N₃ / n₃ = 9550 · 1,04 / 66,88 = 148,5 Н·м

Т₄ = 9550 N_вых / n_вых = 9550 · 1 / 66,88 = 142,8 Н·м

2. Выбор материалов шестерен и колес и определение допускаемых напряжений

Материал колес – сталь 45; термообработка – улучшение: 235…262 НВ₂; 248,5 НВ_СР2; σ_в = 780 МПа; σ_-1 = 540 МПа; τ = 335 МПа.

Материал шестерен – сталь 45; термообработка – улучшение: 269…302 НВ₁; 285,5 НВ_СР1; σ_в = 890 МПа; σ_-1 = 650 МПа; τ = 380 МПа. табл. 3.2 [4].

Срок службы привода:

t = 24 · 365 · K_сут · К_год · К_л = 24 · 365 · 0,25 · 0,7 · 15 = 2,3 · 10⁴ ч

Учитывая график нагрузки:

t₁ = 0,03 · 2,3 · 10⁴ = 0,07 · 10⁴ ч

t₂ = 0,75 · 2,3 · 10⁴ = 1,73 · 10⁴ ч

t₃ = 0,22 · 2,3 · 10⁴ = 0,51 · 10⁴ ч

N_K₄ = 60 · C · Σ[(T_i / T_max)³ · n₄ · t_i] = 60 · 1 · [1³ · 66,88 · 0,07 · 10⁴ + 0,7³ · 66,88 · 1,73 · 10⁴ + 0,2³ · 66,88 · 0,51 · 10⁴] = 27 · 10⁶

N_HO = 16,5 · 10⁶табл. 3.3 [4] – число циклов перемены напряжений, соответствующих пределу выносливости.

При N_K₄ > N_HO, коэффициент долговечности К_Н43 = К_Н44 = 1.

N_FO = 4 · 10⁶- число циклов перемены напряжений при изгибе для всех видов сталей, стр. 56 [4].

При N_K > N_FO, коэффициент долговечности К_F₄₃ = К_F₄₄ = 1.

[σ]_H₃ = 1,8HB_CP₁ + 67 = 285,5 · 1,8 + 67 = 581 МПа

[σ]_H₄ = 1,8HB_CP₂ + 67 = 248,5 · 1,8 + 67 = 514 МПа

[σ]_F₁ = 1,03HB_CP₁ = 285,5 · 1,03 = 294 МПа

[σ]_F₂ = 1,03HB_CP₂ = 248,5 · 1,03 = 256 МПа

3. Расчет тихоходной ступени редуктора

Межосевое расстояние из условия контактной прочности зубьев:

α₂ = К_α(U₂ + 1)

= 495 · (4,04 + 1)

= 110 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α₂ = 100 мм.

m = (0,01-0,02) α₂ = 1-2 мм, принимаем m = 1,5 мм.

z₃ = 2α₂ / m(U₂ + 1) = 2 · 100 / 1,5 · (4,04 + 1) = 26

z₄ = z₃U₂ = 26 · 4,04 = 105

d₃ = mz₃ = 1,5 · 26 = 39 мм

d_a₃ = d₃ + 2m = 39 + 2 · 1,5 = 42 мм

d_t₃ = d₃ – 2,5m = 39 – 2,5 · 1,5 = 35,25 мм

d₄ = mz₄ = 1,5 · 105 = 157,5 мм

d_a₄ = d₄ + 2m = 157,5 + 2 · 1,5 = 160,5 мм

d_t₄ = d₄ – 2,5m = 157,5 – 2,5 · 1,5 = 153,75 мм

b₄ = ψ_ва · α₂ = 0,4 · 100 = 40 мм

b₃ = b₄ + 5 = 40 + 5 = 45 мм

Окружная скорость:

V₂ =

= 0,8 м/с

Назначим 8 степень точности изготовления зубьев, стр. 32 [1].

Коэффициент формы зуба: у_F₃ = 3,9, у_F₄ = 3,6, стр. 42 [1].

[σ_F₃] / у_F₃ = 294 / 3,9 = 75,4 МПа; [σ_F₄] / у_F₄ = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<75,4 – следовательно, расчет ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: К_F = К_Fβ · K_FV = 1,03 · 1,1 = 1,14

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t₃ = F_t₄ = 2T₂ / d₃ = 2 · 38,2 / 0,039 = 1959 H

радиальное: F_r₃ = F_r₄ = F_t₃ · tgα = 1959 · tg 20° = 713 H

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F₄ = F_t₄ · К_F · у_F₄ / b · m = 1959 · 1,14 · 3,6 / 40 · 1,5 = 134 МПа<[σ]_F₄ = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н =

= 532 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_Н_V = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр. 32 [1]; К_Нβ = 1 табл. 3.1 [1]; К_Н_V = 1,05 стр. 32 [1].

σ_Н> [σ]_Н2

Перегрузка

Δσ = ((532 – 514) / 532) · 100% = 3,2%

Δσ = 3,2% < [Δσ] = 5% - допускается.

Следовательно, прочность зубьев по контактному напряжению обеспечена.

4. Расчет быстроходной ступени редуктора

U₁ = 5,22

Материалы и допускаемые напряжения одинаковы с тихоходной ступенью

α_W₁ = К_α(U₁ + 1)

= 495 · (5,22 + 1)

= 79 мм.

К_α = 495 – для прямозубых передач, стр. 135 [3].

К_Нβ = 1 – при постоянной нагрузке.

Принимаем α_W₁ = 80 мм.

m = (0,01-0,02) α_W₁ = 0,8-1,6 мм, принимаем m = 1,25 мм.

z₁ = 2α_W₁ / m(U₁ + 1) = 2 · 80 / 1,25 · (5,22 + 1) = 21

z₂ = z₁U₁ = 21 · 5,22 = 110

d₁ = mz₁ = 1,25 · 21 = 26,25 мм

d_a₁ = d₁ + 2m = 26,25 + 2 · 1,25 = 28,75 мм

d_t₁ = d₁ – 2,5m = 26,25 – 2,5 · 1,25 = 23,13 мм

d₂ = mz₂ = 1,25 · 110 = 137,5 мм

d_a₂ = d₂ + 2m = 137,5 + 2 · 1,25 = 140 мм

d_t₂ = d₂ – 2,5m = 137,5 – 2,5 · 1,25 = 134,38 мм

b₂ = ψ_ва · α_W₁ = 0,315 · 80 = 25 мм

b₁ = b₂ + 5 = 25 + 5 = 30 мм

Коэффициент формы зуба: у_F₁ = 4,07, у_F₂ = 3,6, стр. 42 [1].

Усилия в зацеплении:

окружное: F_t₁ = F_t₂ = 2T₁ / d₁ = 2 · 7,6 / 0,02625 = 579 H

радиальное: F_r₁ = F_r₂ = F_t₁ · tgα = 579 · tg 20° = 211 H

[σ_F₁] / у_F₁ = 294 / 4,07 = 72 МПа; [σ_F₂] / у_F₂ = 256 / 3,6 = 71 МПа

71<72 – следовательно, расчет на изгиб ведем по зубьям колеса.

Коэффициент нагрузки: К_F = К_Fβ · K_FV = 1,04 · 1,25 = 1,3

К_Fβ = 1,04 табл. 3.7 [1], K_FV = 1,25 табл. 3.8 [1].

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

σ_F₂ = F_t₂ · К_F · у_F₂ / b · m = 579 · 1,3 · 3,6 / 25 · 1,25 = 87 МПа<[σ]_F₂ = 256 МПа

Прочность зубьев по изгибу обеспечена.

Напряжение изгиба при перегрузке:

σ_Fmax = σ_F · T_max / T_ном = 87 · 2,2 = 192 < [σ_Fmax] = 681 МПа

[σ_Fmax] = 2,74НВ₂ = 2,74 · 248,5 = 681 МПа

Проверочный расчет зубьев по контактному напряжению:

σ_Н2 =

= 461 МПа < [σ]_Н2=514 МПа

К_Н = К_Нα· К_Нβ · К_Н_V = 1 · 1 · 1,05 = 1,05

К_Нα = 1 стр. 32 [1]; К_Нβ = 1 табл. 3.1 [1]; К_Н_V = 1,05 стр. 32 [1].

Проверка контактных напряжений при перегрузке:

σ_max = σ_Н ·

= 461 ·

= 684 МПа < [σ_Нпр] = 1674 МПа