Главная страница
Навигация по странице:

  • Исходные данные

  • Выбор электродвигателя и кинематический расчет


  • Спроектировать привод ленточного транспортера.. Задание Спроектировать привод ленточного транспортера


    Скачать 348 Kb.
    НазваниеЗадание Спроектировать привод ленточного транспортера
    АнкорСпроектировать привод ленточного транспортера
    Дата20.04.2023
    Размер348 Kb.
    Формат файлаdoc
    Имя файла733487.doc
    ТипДокументы
    #1077596


    Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.

    В
    ариант №40.

    Исходные данные:

    Скорость транспортера: V= 2 м/с

    Окружное усилие: S=1.5 кН

    Диаметр барабана: D=400 мм.

    Тип транспортерной ленты: Б-800

    Срок службы: 8 лет

    Размер В: не менее 300


    График нагрузки: Ксут=0,85, Кгод=0,6




    ВВЕДЕНИЕ.



    Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

    Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

    Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

    Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.





    1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.


    Кинематический анализ схемы привода.
    Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
    1.1 Коэффициент полезного действия привода.
    По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндри-

    ческих колес ηз.к. = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары

    подшипников качения, ηп = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте ηм = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами

    ηр = 0,9


    0,98*0,99*0,98 = 0,95

    0,95*0,98*0,99 = 0,92

    0,92*0,99 = 0,91

    Общий КПД привода:




    = 0,982 * 0,995 * 0,982*0,9 = 0,8



      1. Выбор электродвигателя.


    Мощность на валу барабана:

    Рб=S*V=1.5*2=3 кВт ,

    где S-окружное усилие;

    V-скорость транспортера;

    Требуемая мощность электродвигателя:

    Ртрб/ =3/0,8=3,75 кВт,

    Угловая скорость барабана:

    ,

    Частота вращения барабана:



    При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.

    Пусковая требуемая мощность:

    Рптр*1,3м=3,75*1,3=4,875 кВт

    Эквивалентная мощность по графику загрузки:



    кВт

    По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

    Ртр = 3,75 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

    короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

    n = 1500 об/мин 4АН100S4 с параметрами Рдв = 3 кВт и скольжением

    S=4,4 %, отношение Рпн=2. Рпуск=2*3=6 кВт-мощность данного двигателя на пуске она больше чем нам требуется Рп=4,875 кВт.

    Номинальная частота вращения двигателя:



    где: nдв – фактическая частота вращения двигателя, мин-1;

    n – частота вращения, мин-1;

    s – скольжение, %;


    Передаточное отношение редуктора:

    U=nдв/nб=1434/95,5=15

    Передаточное отношение первой ступени примем u1=5; соответственно второй ступени u2=u/u1=15/5=3
    1.3 Крутящие моменты.

    Момент на входном валу:

    ,

    где: Ртртребуемая мощность двигателя, кВт;

    – угловая скорость вращения двигателя, об/мин;



    где: nдв – частота вращения двигателя, мин-1;



    Момент на промежуточном валу:

    Т2 = Т1 * u1 * η2

    где: u1передаточное отношение первой ступени;

    η2 – КПД второго вала;
    Т2 = 25*103 * 5*0,92 = 115*103 Нмм
    Угловая скорость промежуточного вала:



    Момент на выходном валу:

    Т3 = Т2 * u2 * η3

    где: u2 – передаточное отношение второй ступени;

    η3 – КПД третьего вала;

    Т3 = 115*103 * 3 * 0,91 = 314*103 Нмм
    Угловая скорость выходного вала:



    Все данные сводим в таблицу 1:
    таблица 1




    Быстроходный вал

    Промежуточный вал

    Тихоходный вал

    Частота вращения, об/мин

    n1= 1434

    n2=286,8

    n3=95,5

    Угловая скорость, рад/с

    w1= 150

    w2 =30

    w3= 10

    Крутящий момент, 103 Нмм

    T1= 25

    T2= 115

    T3= 314


    2. Расчет зубчатых колес.
    2.1 Выбор материала.
    Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

    Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

    , МПа

    где: σН lim b – предел контактной выносливости, МПа;

    , МПа

    для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

    для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

    КНL – коэффициент долговечности

    ,

    где: NHO – базовое число циклов напряжений;

    NНЕ – число циклов перемены напряжений;

    Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают КHL = 1.

    [SH] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [SH] = 1,1 1,2.

    Для шестерни:

    Для колеса:

    Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])


    = 0.45(481+428)=410 МПа.


      1. Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.




        1. Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

    , мм

    где: Ка – для косозубых колес Ка = 43;

    u1 – передаточное отношение первой ступени;

    Т2 – крутящий момент второго вала, Нмм;

    КНβ – коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

    При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение КНβ по таблице 3.1 [1]. КНβ=1,25

    H] – предельно допускаемое напряжение;

    ψba – коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψba = 0,25 0,40.

    мм

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 112 мм (см. с.36 [1]).

        1. Нормальный модуль:

    mn = (0,01 0,02)*аw

    где: аw – межосевое расстояние, мм;

    mn = (0,01 0,02)*аw = (0,01 0,02)*112 = 1,12 2,24 мм

    Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 1,5.

    Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

    2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):

    ,

    где: аw – межосевое расстояние, мм;

    β – угол наклона зуба, °;

    u1 – передаточное отношение первой ступени;

    mn – нормальный модуль, мм;



    2.2.4 Число зубьев колеса:

    z2 = z1 * u1 = 24*5=120

        1. Уточняем значение угла наклона зубьев:

    ,

    где: z1 – число зубьев шестерни;

    z2 – число зубьев колеса;

    mn – нормальный модуль, мм;

    аw – межосевое расстояние, мм;



    β = 15,36°=15о22/

        1. Диаметры делительные.


    Для шестерни:

    Для колеса:

    Проверка:

        1. Диаметры вершин зубьев.


    Для шестерни: da1 =d1+2mn =37,3 + 2*1,5 = 40,3 мм

    Для колеса: da2 =d2+2mn = 186,7 + 2*1,5 = 189,7 мм


        1. Ширина зуба.


    Для колеса: b2 = ψba * aw = 0,4 * 112 = 45 мм

    Для шестерни: b1 = b2 + 5 = 44,8 + 5 = 50 мм

        1. Коэффициент ширины шестерни по диаметру.


    ,

    где: b1 – ширина зуба для шестерни, мм;

    d1 – делительный диаметр шестерни, мм;




        1. Окружная скорость колес.

    м/с

    Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.


        1. Коэффициент нагрузки.



    По таблице 3.5 [1] при ψbd = 1,34, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНβ = 1,17.

    По таблице 3.4 [1] при ν = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент КНα=1,07.

    По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент КНυ = 1.

    = 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252


        1. Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].

    , МПа

    где: аw – межосевое расстояние, мм;

    Т2 – крутящий момент второго вала, Нмм;

    КН – коэффициент нагрузки;

    u1 - передаточное отношение первой ступени;

    b2 – ширина колеса, мм;



    Условие прочности выполнено.


        1. Силы, действующие в зацеплении.

    В зацеплении действуют три силы:

    • Окружная

    , Н

    где: Т1крутящий момент ведущего вала, Нмм;

    d1 –делительный диаметр шестерни, мм;



    • Радиальная

    , Н

    где: α – угол зацепления, °;

    β – угол наклона зуба, °;



    • Осевая

    Fa = Ft * tg β, Н
    Fa = Ft * tg β = 1340,5 * 0.275 = 368 Н


        1. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

    ( см. формулу 3.25 [1] ).

    , МПа

    где: Ft – окружная сила, Н;

    Коэффициент нагрузки КF = K * K ( см. стр. 42 [1])

    По таблице 3.7 [1] при ψbd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К = 1.36.

    По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 2,8 м/с коэффициент К = 1,1.

    Таким образом, КF = 1,36 * 1,1 = 1,496.

    Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ

    • У шестерни

    • У колеса

    Коэффициент YF1 = 3,85 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

    Определяем коэффициенты Yβ и К .



    ,

    где средние значения коэффициента торцевого перекрытия εα = 1,5; степень точности n = 8.

    Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

    , МПа

    По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

    Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

    Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

    Коэффициент безопасности

    По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.



    Допускаемые напряжения:

    Для шестерни

    Для колеса

    Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

    Для шестерни

    Для колеса

    Проверку на изгиб проводим для колеса:



    Условие прочности выполнено.


      1. Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.


    2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

    , мм

    где: Ка = 43;

    u3 – передаточное отношение на выходе;

    Т3крутящий момент на выходе;

    КНβ=1.25

    ψba = 0,25 0,40.



    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 аw = 140 мм (см. с.36 [1]).


        1. Нормальный модуль.

    mn = (0,01 0,02)*аw = (0,01 0,02)*140 = 1.4 2.8 мм

    Принимаем по ГОСТ 9563-60 mn = 1.75 мм

    Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.


        1. Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )




        1. Число зубьев колеса

    Z4 = z3 * u2 = 39*3=117
    2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.



    β = 12,83°=12o50/

    2.3.6 Диаметры делительные.
    Для шестерни:

    Для колеса:

    Проверка:

    2.3.7 Диаметры вершин зубьев.

    Для шестерни: da1 =d1+2mn =70 + 2*1.75 = 73.5 мм

    Для колеса: da2 =d2+2mn = 210 + 2*1.75 = 213.5 мм
    2.3.8 Ширина зуба.
    Для колеса: b4 = ψba aw = 0,4 * 140 = 60 мм

    Для шестерни: b3 = b4 + 5 = 56 + 5 = 65 мм

    2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.



    2.3.10 Окружная скорость колес.

    , м/с

    Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
    2.3.11 Коэффициент нагрузки.



    По таблице 3.5 [1] при ψbd = 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент КНβ = 1,1.

    По таблице 3.4 [1] при ν = 1,05 м/с и 8-й степени точности коэффициент КНα=1,06.

    По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,05 м/с коэффициент КНυ = 1.

    = 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
    2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].



    Условие прочности выполнено
    2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.

    В зацеплении действуют три силы:

    • Окружная



    • Радиальная



    • Осевая

    Fa = Ft * tg β=3286*0.228=749 Н


        1. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба



    Коэффициент нагрузки КF = K * K ( см. стр. 42 [1])

    По таблице 3.7 [1] при ψbd = 0,93, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К = 1.2.

    По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,05 м/с коэффициент К = 1,1.

    Таким образом, КF = 1,2 * 1,1 = 1,32.

    Коэффициент, учитывающий форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zυ

    • У шестерни

    • У колеса

    Коэффициент YF1 = 3,62 и YF2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

    Определяем коэффициенты Yβ и К .



    ,

    где средние значения коэффициента торцевого перекрытия εα = 1,5; тепень точности n = 8.

    Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

    ,

    По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

    Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

    Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

    Коэффициент безопасности

    По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [SF]” = 1 для поковок и штамповок.



    Допускаемые напряжения:

    Для шестерни

    Для колеса

    Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

    Для шестерни

    Для колеса

    Проверку на изгиб проводим для колеса



    Условие прочности выполнено.


    написать администратору сайта