Детали машин

Введение

Ленточный конвейер предназначен для перемещения  массовых (насыпных) или штучных  грузов непрерывным потоком. Он состоит  из приводного и натяжного барабанов, охватывающей их ленты, поддерживающих роликов, привода натяжного устройства и рамы.

Тяговое усилие F на приводном барабане передается силами трения за счет натяжения ленты.

Масштаб выпуска – мелкосерийное: основной способ получения заготовок корпусных деталей – литье; зубчатых колес – штамповка.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

1. Энергетический и кинематический расчеты привода.

1.1. Частота вращения барабана:

n’_б=60000v/πD_б=60000×2/(3,14×280)=136.5 мин^-1

1.2. Ожидаемое общее передаточное  число привода: 

Общее передаточное число привода:

u’_oc=n_двс/n’_б, ,

где n_двс – синхронная частота вращения привода.

Электродвигатели  серии АИР выпускают с n_двс =3000; 1500; 1000 и 750 мин^-1. Тогда соответственно этому получим u’_oc=22; 11; 7.53; 5.5.

Привод состоит  из цилиндрического редуктора и  цепной передачи :

 u’_o=u_редu_цп ,

где =3,15..5;  =1,5..3.

Тогда                       

u’₀=(3,15..5)^.(1,5..3)=4,73..15.

Тредуемая частота вращения двигателя лежит  в пределах:

n’_дв =n’_бn’_o=136.5(4,73..15)=645..2050 мин^-1

1.3. Кинематическая схема.

Обозначено:

1-электродвигатель;

2-муфта;

3-редуктор  вертикальный;

4-цепная  передача;

5-привод  барабана;

6-лента  конвейера;

I,II,III,IV-номера валов

Рисунок 1. Кинематическая схема привода.

1.4 КПД привода

Общий КПД привода [1,с.7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):

,

где согласно [1,с.7] представлены в таблице 1.1.

 

 

 

 

Таблица 1.1 – КПД кинематических пар привода

Муфта	Зубчатая  закрытая передача с цилиндрическими  колесами	Цепная  передача	Подшипники качения вала  барабана
h 1 = 0,98	h 2 = 0,97	h 3 = 0,93	h 4 = 0,99

 

h ₀ =h₁ h₂ h₃ h₄ = 0,98×0,97×0,93×0,99 = 0,88.

1.5 Подбор электродвигателя

Потребная мощность двигателя, кВт:

,

Тогда = 2000×2/(1000×0,88) = 2,8 кВт.

Ближайшая большая  мощность Р_дв=3 кВт с частотой вращения вала 1410 мин^-1. Двигатель АИР100S4УЗ, масса m=23кг.

1.6Уточнение передаточных чисел

u’_o =n_двс/n’_б,=1410/136,5=10,33;

принимаем u_ред=4.5;

u_цп= u’_o/ u_ред=10,33/4,5=2,3.

1.7 Частоты вращения и моменты на валах

Частота вращения i-го (i=1..4) вала :

,

где - передаточное число между валом двигателя (i=1) и i-м валом привода.

Вращающий момент на j-м валу (j=4…1):

T_j=T₄/u_4-jη_4-j,

где u_4-j, η_4-j - соответственно передаточное число и КПД между валом барабана (j=4) и j-м валом привода.

Результаты  расчета представлены в таблице 1.2.

 

 

 

 

 

 

 

Таблица 1.2 – Частоты вращения и моменты на валах

Вал	Параметры
		,
I II III IV	1 1 4,5 2,05	1410 1410 313,3 136,5	10,33 10,33 2,3	0,88 0,89 0,99 0,97	12,75 12,75 73,07 175

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Проектировочный расчет зубчатых передач редуктора

Зубчатые  передачи обоих ступеней редуктора закрытые. Основной характер разрушения – усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния  α_w из условия сопротивления контактной усталости.

2.1 Материал и термообработка зубчатых колес

В целях  унификации материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом массового производства принимаем сталь 40ХН ГОСТ 4543-71. При H<350 HB чистовое нарезание зубьев производят после термообработки, что позволяет получать высокие степени точности без применения дорогих отделочных операций.

Назначаем термообработку зубьев:

• шестерен - закалка ТВЧ1
• колес - улучшение У2.

Механические  свойства стали 40ХН после  термообработки с предложением, что D<125мм, S<80мм, приведены в таблице 1.3.

Наименование  параметра	Зубчатое  колесо
	шестерня	колесо
Термообработка Твердость поверхности   средняя по Роквеллу            по Бринеллю Предел прочности Предел текучести	Закалка ТВЧ1 (45-50)HRC 50,5HRC 452,5HB 900 750	Улучшение У2 (45-50)HRC 37,5HRC 285,5HB 900 750

Таблица 1.3 – Механические свойства зубчатых колес из  стали 40Х

 

2.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

L_h=365^.24^.k_rk_ch=365^.24^.0,7^.0,66^.3=12141 часов,

где - коэффициенты годового и суточного использования,

h=4 лет – срок службы передачи в годах.

Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы:

,

где n – частота вращения зубчатого колеса, ;

c – число зацепления зуба за один оборот зубчатого колеса, c=1.

Шестерни:            N₁=60×n×c×L_h=60^.1410^.1^.12141=102,7^.10⁷

Колеса:                   N₂=N₁/u=102,7^.10⁷/4,5=22,82^.10⁷

Базовое число циклов перемены напряжений:

   - по контактным напряжениям  ,

где -средняя твердость зубьев по Бринеллю;

   - по изгибным напряжениям  .

N_Hlim1=30H_m^2.4=7×10⁷<12^.10⁷;

N_Hlim2=30H_m^2.4=2,34^.10⁷<12^.10⁷;

Из  сравнения чисел циклов имеем, что N₁ и N₂ > N_Hlim; N₁ и N₂ > N_Flim

Отсюда  коэффициент долговечности Z_N=1; Y_N=1

2.3. Допускаемые напряжения

Для косых и шевронных зубьев допускаемые  и контактные напряжения вычисляются  по формуле:

,

где

(i=1,2)

- базовый предел контактной выносливости зубьев МПа:

  - для шестерен  (закалка ТВЧ1)

;

  - для колес  ( улучшение У2)

;

- коэффициент долговечности  в зависимости от отношения / ;

- коэффициент запаса прочности  [2,с.10];

для ; для ;

коэффициент запаса прочности:

S_H1=1,2;  S_H2=1,1

Тогда          =(σ_H)₁=1007·1/1,2=839  МПа;

                             (σ_H)₂=641·1/1,1=582 МПа;

(σ_H)_min=582 МПа;

Расчетное контактное допускаемое напряжение [σ_H]=639 МПа

Допускаемое напряжение изгиба:  

[σ_F] =σ_Flimb*Y_n ,

где базовый предел изгибной выносливости брусьев:

 σ_Flimb1 =310 МПа   σ_Flimb2 =1,03H_HBm=1,03×285,5=294 МПа; Y _N=1

Допускаемое напряжение на изгиб:   [σ_F]₁=310 МПа   [σ_F]₂=294 МПа

 

4. Коэффициент рабочей ширины венца 

величина стандартная при симметричном положении колес относительно опор , принимаем .

Коэффициент рабочей ширины венца  по диаметру шестерни :

5. Коэффициенты расчетной нагрузки

Окружная  скорость:

 ν=n₁(T₁/u)^1/3/1194=1410(12,75/4,5)^1/3/1194=2,02 м/с

Степень точности 8-В ГОСТ 1643-81;

Коэффициент динамичности нагрузки ( при м/с, 8-я степень точности, и , косые зубья), [1,c.36].

 Коэффициент  неравномерности распределения  нагрузки по длине контактных  линий:

,

где - коэффициент неравномерности распределения нагрузки в начальный период до приработки зубьев.

При и интерполяцией находим ,[1,c.37]; -коэффициент приработки зубьев (при м/с, ) получим

      =0,33.

Коэффициент неравномерности распределения  нагрузки между парами зубьев

 

,

где начальное значение:

,

Получили  , следовательно, по нормам плавности необходимо принять 7-ю степень точности. Тогда . Уточнение степени точности передачи: 8-7-8-В ГОСТ 1643-81. .

Коэффициент расчетной  нагрузки по контактным напряжениям  .

6. Межосевое расстояние

Округляя  в большую сторону для массового производства, будем иметь мм.

7. Основные параметры передачи

Ширина  венца колеса:

мм, мм;

Ширина  шестерни:

мм; принимаем  мм.

Максимально допустимый модуль из условия неподрезания зубьев у основания:

мм;

Для силовых передач рекомендуют  мм. По ГОСТ 9563-60 принимаем мм.

Наименьший  угол наклона косых зубьев:

β_min=arcsin(4m/ b₂)= arcsin(4×1,5/36)=10.806923°.

Cуммарное число зубьев:

 

округляем до целого числа, принимаем и уточняем фактическое значение угла β.

 Для косозубых передач  рекомендуют  .

Число зубьев шестерни:

,

  округляем до ближайшего целого числа . Из условия отсутствия подрезания . Принимаем . Число зубьев колеса:

;

Фактическое передаточное число редуктора:

.

Отклонение  от номинального:

, ,

что меньше для одноступенчатого цилиндрического редуктора.

 

Диаметры зубчатых колес:

-делительные:          мм;

      мм;

-окружностей  вершин: мм;

      мм;

-окружности  впадин:  мм;

                       мм.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Расчёт цепной передачи.

Исходные данные:

1. Момент на валу ведущей звёздочки Т₁= 73,07 Нм;
2. Частота вращения ведущей звёздочки п₁= 313,3 мин^-1;
3. Передаточное число и=2,3;
4. Коэффициент суточного использования k_c=0,66;
5. Диаметр приводного барабана D_Б= 280 мм.

Ограничения:

а. Ведущая звёздочка должна вписываться в габариты редуктора, т.е. в первом приближении D_е1<d_2зуб+100мм, где d_2зуб – делительный диаметр колеса зубчатой передачи редуктора, 100мм добавка на высоту корпуса относительно диаметра колеса. По расчётам редуктора d_2зуб=166,15 мм, тогда D_е1<267 мм.

б.Условно D_е2<1.25D_Б  ,где D_Б – диаметр приводного барабана конвейера; D_е2<1.25 ^.280=312,5мм.

3.1. Проектировочный расчёт.

1. Число зубьев звёздочек

z_1min=29-2u>13;

 z_1min‘=29-2u=29-2 ^.2.05=24.9, принимаем z’₁ =25,