Пластинчатый конвейер. шокиров. Техническое задание 18
 Скачать 1.6 Mb.
|
Техническое задание 18Привод пластинчатого двухпоточного конвейера  1 – двигатель, 2 – муфта упругая со здездочкой, 3 – редуктор цилиндрический, 4 – коническая зубчатая передача, 5 – звездочка грузовой цепи Исходные данные: Тяговая сила цепи F, кН 4,5 Скорость тяговой цепи, м/с 0,65 Шаг тяговой цепи р, мм 80 Число зубьев звездочки z 11 Допускаемое отклонение  скорости грузовой цепи δ, % 4 Срок службы привода Lг, лет 6
|
1 Кинематическая схема машинного агрегата| Место установки | Lг | Lс | tс | Lh | Характер нагрузки | Режим работы |
| Заводской цех | 6 | 2 | 8 | 18000 | С малыми колебаниями | Нереверсивный |
Выбор двигателя, кинематический расчет привода
2.1 Определение мощности и частоты вращения двигателя.
Требуемая мощность рабочей машины
СодержаниеСодержание
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 ЗаданиеСпроектировать 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 редуктора3.1 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 МПаПредел прочности
, не менее 780 МПа 690 МПа3.1.2 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=0.96β = 16 о 26, ; Sin 16.26 = 0.524
=(2.5∙ )/( ∙sinβ)=(2.5∙2)/(200∙0.29)=0.086При 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 |
мм.| |
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 составляетДля 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.
Рекомендуемые страницы:
|
Главная | О нас | Обратная связь
Ррм = Fv = 5,5·0,45 = 2,48 кВт
Общий коэффициент полезного действия
η = ηмηцил.пηпк3ηопηпс2,
где ηм = 0,98 – КПД муфты [1c.40],
ηцил.п = 0,97 – КПД закрытой цилиндрической передачи,
ηо.п = 0,93 – КПД открытой конической передачи,
ηпк = 0,995 – КПД пары подшипников качения,
ηпс = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения.
η = 0,98·0,97·0,9953·0,93·0,992 = 0,854.
Требуемая мощность двигателя
Ртр = 2Ррм/η = 2∙2,48/0,854 = 5,81 кВт.
Для проектируемых машинных агрегатов рекомендуются трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели наиболее универсальны. Закрытое и обдуваемое исполнение позволяет применить эти двигатели для работы в загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.
Ближайшая большая номинальная мощность двигателя 7,5 кВт
Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.
Таблица 2.1
Выбор типа электродвигателя
| Вариант | Двигатель | Мощность | Синхронная частота вращения, об/мин | Номинальная частота вращения |
| 1 | 4А112M2 | 7,5 | 3000 | 2900 |
| 2 | 4A132S4 | 7,5 | 1500 | 1455 |
| 3 | 4A132M6 | 7,5 | 1000 | 970 |
| 4 | 4A150S8 | 7,5 | 750 | 730 |