Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Содержание

Техническое задание

Введение

1. Кинематические расчеты

1.1 Кинематическая схема привода

1.2 Выбор электродвигателя

1.3 Уточнение передаточных чисел привода

1.4 Определение вращающих моментов на валах привода

2. Выбор материала и расчет допускаемых напряжений

2.1 Выбор твердости, термической обработки и материала колес

2.2 Допускаемые контактные напряжения

2.3 Допускаемые напряжения изгиба

2.4 Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений

3. Расчет зубчатой передачи первой ступени

3.1 Межосевое расстояние

3.2 Предварительные основные размеры зубчатого колеса

3.3 Модуль передачи

3.4 Суммарное число зубьев колес и угол наклона

3.5 Диаметры колес

3.6 Размеры заготовок

3.7 Проверка зубьев по контактным напряжениям

3.8 Силы в зацеплении

3.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

3.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

4. Расчет зубчатой передачи второй ступени

4.1 Межосевое расстояние

4.2 Предварительные основные размеры зубчатого колеса

4.3 Модуль передачи

4.4 Суммарное число зубьев колес и угол наклона

4.5 Диаметры колес

4.6 Размеры заготовок

4.7 Проверка зубьев по контактным напряжениям

4.8 Силы в зацеплении

4.9 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

4.10 Проверочный расчет на прочность зубьев при действии пиковой нагрузки

5. Расчет валов

5.1 Расчет быстроходного вала

5.2 Расчет промежуточного вала

5.3 Расчет тихоходного вала

6. Выбор подшипников

6.1 Для быстроходного вала

6.2 Для промежуточного вала

6.3 Для тихоходного вала

7. Проверочный расчет шпонки на прочность

7.1 Расчет для зубчатого колеса первой ступени

7.2 Расчет для зубчатого колеса второй ступени

8. Список использованных источников

Вариант представляет схему традиционной компоновки конвейеров для перемещения, например, рулонов ткани, подвесного конвейера для перемещения готового платья и т.д..

Современная компоновка приводов бытовых приборов, машин и аппаратов основана на принципах компактности. Например, двигатель ручного электросверла встроен в корпус, привод компрессора холодильника встроен вместе с компрессором в полностью изолированный корпус. Широко распространены мотор-редукторы безмуфтового исполнения.

Мой вариант содержит наиболее распространенные узлы и элементы, расчет и компоновка которых позволяют развить начальные навыки проектирования. Согласно заданию необходимо освоить процесс расчета, конструирования, компоновки и сборки основного узла - промежуточного вала в сборе с шестернями, подшипниками, элементами регулирования; в таком узле сконцентрированы основные элементы зубчатых передач, наиболее распространенных в приводах объектов машиностроения, в частности, бытовых машин, приборов и аппаратов.

Исходные данные:

- частота вращения выходного вала редуктора;

- требуемая мощность привода (на выходе);

- ресурс.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Выполнение курсовой работы способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Основы функционирования систем сервиса».

Работа позволяет получить следующие навыки:

· применение на практике приемов расчета и конструирования;

· составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;

· обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

· работы со специальной технической литературой;

· анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.

1. Электродвигатель (мотор)

2. Муфта упругая

3. Вал быстроходный

4. Вал-шестерня быстроходной ступени

5. Корпус редуктора

6. Подшипниковый узел с глухой крышкой

7. Зубчатое колесо быстроходной ступени

8. Вал-шестерня тихоходной ступени

9. Вал-шестерня промежуточный

10. Зубчатое колесо тихоходной ступени

11. Барабан приводной ленточного конвейера

12. Вал приводного барабана

13. Опора подшипниковая приводного барабана

14. Лента конвейера

15. Муфта упругая

16. Подшипниковый узел со сквозной крышкой с уплотнением

17. Вал тихоходный

Проектируемый редуктор служит для передачи вращения и изменяющегося крутящего момента от электродвигателя к исполнительному механизму - приводному барабану ленточного конвейера. Проследим передачу момента. От электродвигателя 1 посредством муфты 2 крутящий момент передается на быстроходный вал 3, установленный в корпусе 5 на подшипниках 6. Быстроходный вал имеет зубчатый венец 4 (шестерня), которая зацепляется с зубчатым колесом 7, установленным посредством шпоночного соединения с промежуточным валом 9, установленным также на подшипниках качения. На промежуточном валу имеется также зубчатый венец 8 (промежуточный вал может быть выполнен в виде вал-шестерни), которое зацепляется с зубчатым колесом 10, установленным посредством шпоночного соединения на тихоходном валу 17, установленном также в корпусе редуктора на подшипниках качения. Выходной конец тихоходного вала 17 посредством шпоночного соединения и муфты 15 соединен с приводным валом 12 барабана 11 ленточного конвейера с лентой 14.

Условно называют зубчатую передачу 4-7 быстроходной ступенью и зубчатую передачу 8-10 тихоходной ступенью редуктора. Итак, крутящий момент передается: с вала электродвигателя на быстроходную ступень 4-7, далее на промежуточном валу на участке 7-8 на тихоходную ступень 8-10, далее на муфту 15 и на вал приводного барабана 16. Число оборотов электродвигателя в данной системе максимально. Число оборотов промежуточного вала в раз меньше; число оборотов тихоходного вала в раз меньше. Момент на валу электродвигателя в данной системе минимальный, а на выходном валу - максимальный, с учетом небольших потерь в подшипниках, зубчатых передачах и муфтах. Можно сказать, что момент возрастает в раз.

Полученное передаточное число распределяем между первой и второй ступенями редуктора по формулам:

; .

; .

Частота вращения промежуточного вала:

; об/мин.

Частота вращения тихоходного вала:

; об/мин.

Вращающий момент электродвигателя определяется по формуле:

; Н м.

Вращающие моменты соответственно на быстроходном, промежуточном и тихоходном валах определяются по формулам:

; ; .

Подставляя имеющиеся значения в указанные формулы получим:

Н м; Н м; Н м.

Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньшие, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и варианта термической обработки. По таблице 2.1 для шестерни и зубчатого колеса выбрана сталь марки 40Х. Термическая обработка зубчатого колеса - улучшение, твердость 235…262НВ, МПа; термическая обработка шестерни - улучшение, твердость 269…302НВ, МПа. Зубья колес из улучшаемых сталей хорошо прирабатываются и не подвержены хрупкому разрушению.

Предел выносливости при отнулевом цикле вычисляют по следующей формуле:

;

МПа; МПа.

Коэффициент запаса прочности .

Коэффициент долговечности:

.

Для длительно работающих быстроходных передач принимают , поэтому .

Коэффициент , учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями, принимаем , поскольку это значение соответствует шлифованию и зубофрезерованию с параметром шероховатости мкм.

Коэффициент YA , учитывает влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). , поскольку приложение нагрузки одностороннее (без реверса).

МПа; МПа.

Поскольку допускаемые напряжения изгиба для цилиндрических передач с прямыми зубьями не могут превышать меньшего из допускаемых напряжений изгиба шестерни и колеса , то МПа.

Окончательное значение межосевого расстояния:

,

где МПа;

- коэффициент ширины;

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность, вычисляется по формуле:

.

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления и погрешностями профилей зубьев шестерни и колеса. Значение (по табл. 2.6).

Коэффициент учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, обусловливаемую погрешностями изготовления и упругими деформациями валов, подшипников. Зубья зубчатых колес могут прирабатываться: в результате повышенного местного изнашивания распределение нагрузки становится более равномерным. Поэтому рассматривают коэффициенты неравномерности распределения нагрузки в начальный период работы и после приработки . Значение коэффициента принимают по табл. 2.7 в зависимости от коэффициента , схемы передачи и твердости зубьев.

; .

Коэффициент определяют по формуле:

,

где - коэффициент, учитывающий приработку зубьев:

(по табл. 2.8).

.

Коэффициент определяют по формуле:

.

Начальное значение коэффициента распределения нагрузки между зубьями в связи с погрешностями изготовления (погрешностями шага зацепления и направления зуба) определяют в зависимости от степени точности по нормам плавности:

; .

.

Используя полученные значения находим коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность:

.

мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Ширина зубчатого колеса вычисляется по формуле:

; мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Ширина шестерни вычисляется по формуле:

; мм.

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Минимальное значение модуля ,мм, определяют из условия прочности:

,

где ;

- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба, вычисляется по формуле:

.

Коэффициент учитывает внутреннюю динамику нагружения, связанную прежде всего с ошибками шагов зацепления шестерни и колеса. Значение (по табл. 2.9).

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями. Определяется так же, как при расчетах на контактную прочность:

; .

- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями. Определяют так же, как при расчетах на контактную прочность:

; .

Используя полученные значения находим коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба:

.

мм.

Из ряда стандартных модулей принимаем мм.

Число зубьев шестерни:

; .

Число зубьев зубчатого колеса:

; .

Фактическое передаточное число:

; .

Передаточное число иБ совподает с фактическим передаточным числом иБФ. Поэтому найденные значения количества зубьев колеса и шестерни принимаем за окончательные.

Делительный диаметр зубчатого колеса:

; мм.

Диаметр окружностей вершин зубьев колес:

,

где - коэффициент смещения, при принимает значение ;

- коэффициент воспринимаемого смещения:

;

- делительное межосевое расстояние:

.

мм; .

; мм.

; мм.

Диаметр окружностей впадин зубьев колес:

.

; мм.

; мм.

Радиальная сила:

,

где - для стандартного угла.

Н.

Осевая сила:

; Н.

Допускаемое напряжение принимают:

; МПа.

,

т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностного слоя.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое ;

;

; МПа.

; МПа.

Допускаемые напряжения принимают:

,

где - максимально возможное значение коэффициента долговечности, для сталей с объемной термообработкой ;

- коэффициент влияния частоты приложения пиковой нагрузки, в случае единичных перегрузок ;

- коэффициент запаса прочности, .

; МПа.

; МПа.

и , т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.

Расчет зубчатой передачи второй ступени производится по формулам, приведенным при расчете зубчатой передачи первой ступени, поэтому далее расчетные формулы не приводятся, значения подставляются в указанные ранее формулы и дополняются краткими пояснениями.

Предварительное значение межосевого расстояния:

мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Окружная скорость:

м/с.

Степень точности по ГОСТ 1643-81 назначена .

Для вычисления окончательного значения окружной скорости вычисляем значение коэффициента :

Коэффициент , учитывающий внутреннюю динамику нагружения, находиться по таблице 2.6 принимаем .

.

(по табл. 2.7).

(по табл. 2.8).

.

.

Тогда находим значение :

Окончательное значение межосевого расстояния:

мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Ширина зубчатого колеса:

мм;

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) окончательное значение мм.

Ширина шестерни:

мм.

в соответствии с рядом стандартных размеров (по ГОСТ 6636-69, табл. 24.1) принимаем мм.

Для вычисления минимального значения модуля () находим коэффициент нагрузки :

.

Коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения, по таблице 2.9 принимаем .

.

.

Используя полученные значения находим коэффициент :

.

мм.

Из ряда стандартных модулей принимаем мм.

Число зубьев шестерни:

.

Число зубьев зубчатого колеса:

.

Фактическое передаточное число:

.

Делительный диаметр зубчатого колеса:

мм.

Коэффициент смещения при принимает значение ;

Делительное межосевое расстояние

.

Коэффициент воспринимаемого смещения

;

Диаметр окружностей вершин зубьев колес:

мм.

мм.

Диаметр окружностей впадин зубьев колес:

мм.

мм.

Радиальная сила:

Н.

Осевая сила:

Н.

Допускаемое напряжение:

МПа.

, т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения поверхностного слоя.

Для предотвращения остаточных деформаций и хрупкого разрушения зубьев напряжение изгиба при действии пикового момента не должно превышать допускаемое ;

МПа.

МПа.

Допускаемые напряжения соответствуют значениям, найденным при расчете первой ступени редуктора:

МПа.

МПа.

и , т.е. при действии пикового момента не произойдет хрупкого разрушения зубьев.

Расчет рабочей (минимально необходимой) длины шпонки производится по формуле:

,

где - допускаемое напряжение смятия шпонки при действии нагрузки, МПа;

- высота шпонки, мм (по табл. 24.29).

мм.

Ширина ступицы зубчатого колеса первой ступени принимается равной 55мм, поскольку это значение превышает минимально необходимое для обеспечения прочности шпонки.

Ширина ступицы зубчатого колеса второй ступени принимается равной 75мм, поскольку это значение превышает минимально необходимое для обеспечения прочности шпонки.