Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Привод ленточного конвейера - файл 1.doc


Привод ленточного конвейера
скачать (2975.5 kb.)

Доступные файлы (1):

1.doc2976kb.04.12.2011 15:43скачать

содержание
Загрузка...

1.doc

Реклама MarketGid:
Загрузка...



1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

1.1 Мощность на выходном валу редуктора.



;

1.2 Коэффициент полезного действия привода [1,c.6, табл.1]



где - к.п.д. муфты;

- к.п.д. закрытой цилиндрической передачи;

- к.п.д. пары подшипников;

- к.п.д. цепной передачи;

- к.п.д. барабана;

;

1.4 Требуемая мощность электродвигателя

(1.3)



1.5 Выбираю электродвигатель согласно справочным данным и условию. Рэд трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А100L4УЗ основного исполнения по ГОСТ 19523 у которого

Рэд = 4,0 кВт;

nэд = 1430 об/мин;





1.6 Угловая скорость электродвигателя

(1.4)
;

(1.5)

;

1.7 Передаточное число привода

(1.6)



1.8 Разбиваем передаточное число по ступеням в соответствии с рекомендациями [1,c.8 табл.2]

;

Предварительно принимаем согласно рекомендации

Uцеп = 2…4, тогда

Uред = (1.7)

Uред = 9…4,45

принимаю Uред = 8;

(1.8)

Для двухступенчатого редуктора, выполненного по развернутой схеме

(1.9)



Принимаем Uб = 3,55 [1,c.10 табл.4], тогда

(1.10)



(1.11)

Принимаем Uцеп = 2,2

(1.12)

Отклонение передаточного числа от заданного

(1.13)



,что допустимо.
1.9 Угловые скорости вращения всех валов:

вал электродвигателя:

ωэд=149,6 (рад/с)

быстроходного вала редуктора:

ω1эд=149,6 (рад/с)

промежуточного вала редуктора:


(1.14)

(рад/с)

тихоходного вала редуктора:

(1.15)
(рад/с)

валах барабана:

(1.16)
(рад/с)
1.10 Мощность на валах:

на валу электродвигателя

Р'эд = 3491,6 (Вт);

на быстроходном валу редуктора
(1.17)

;

на промежуточном валу редуктора

(1.18)

;

на тихоходном валу редуктора

(1.19)

;

на выходном валу барабана

(1.20)

;

1.11 Вращающие моменты на валах:

на валу электродвигателя

(1.21)



на быстроходном валу редуктора

(1.22)

;

на промежуточном валу редуктора

(1.23)

;
на тихоходном валу редуктора

(1.24)

;
на выходном валу привода

(1.25)


^ 2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Быстроходная ступень

Исходные данные:

Вращающий момент на колесе Т2 = 78/2=39 (Н·м),

Скорость вращения колеса ω = 42,14 (рад/с),

Передаточное число передачи U = 3,55,

Время работы передачи Lh = 2·103(час).
2.1.Выбор материала и термической обработки для изготовления колес.

Согласно [2,c.10,табл.1] выбираю для изготовления колеса сталь 45 с термообработкой – нормализация и твердостью поверхности зубьев НВ (179…207), ; для шестерни – сталь 45 с термообработкой – улучшение и твердостью поверхности зубьев НВ (192…240), предел текучести

2.2 Расчет допускаемых напряжений.

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба определяем отдельно для колеса [σ]H2, [σ]F2 и шестерни [σ]H1, [σ]F1 в зависимости от материала термообработки с учетом времени работы.

(2.1)

(2.2)

где коэффициенты долговечности [2, с.8]:

для колеса
; (2.3)

(2.4)
для шестерни

; (2.5)

(2.6)

Число циклов перемены напряжений, за время работы передачи [2, с.8]

(2.7)

для колеса



для шестерни

(2.8)

;

Число циклов перемены напряжений определяю в зависимости от средней твердости материала колес по графику [2, с.8, рис.5]

Средняя твердость материалов.
для колеса

;

для шестерни

;

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости:

для колеса

для шестерни

коэффициенты долговечности для колеса
;

коэффициенты долговечности для шестерни

;

КHL1=KHL2=1; КFL1=KFL2=1, т.к. N1 > NHO1 и N1 > NFO1; N2 > NHO;

N2 > NFO2

для всех типов сталей

Согласно [2,c.9,табл.1] определяем []HO и []FO

для колеса

(2.9)

;

(2.10)

;

для шестерни



;



;

Согласно [2,с.9, табл.1] принимаем модуль передачи .

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учётом времени работы передачи:
для колеса

(2.11)

;

(2.12)



для шестерни



;



;

Расчетные допускаемые напяжения:

Поскольку передача имеет косой зуб напряжения определяем по формуле [2,с.9]

(2.15)

;

2.3 Проектировочный расчет зубчатой передачи
2.3.1 Межосевое расстояние передачи [2, с.10]

(2.16)

для косозубой передачи [2, с.10] Ка = 4300 – коэффициент концентрации напряжений при постоянной нагрузке.

при постоянном нагружении

Принимаю режим нагрузки средний III = 0,5.

Ψа – коэфициент, который принимают из ряда стандартных значений.



Тогда межосевое расстояние

;

Округляя до стандартного значения, принимаю

[2,c.13,табл.3]

2.3.2 Предварительные размеры колеса:

делительная окружность [2,c.12]

(2.17)

;

ширина колдеса

(2.18)

;

Принимаем b2 = 40

2.3.3 Модуль передачи

(2.19)

где коєффициент Km = 5,8 – для косозубых передач [2,c.13]
Модуль передачи

;

Найденное значение модуля округляю в большую сторону до стандартного [1,с12, табл.4]

mn = m=2 (мм)

2.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев [2,c.12]

(2.20)

;

;

Суммарное число зубьев

(2.21)

;

Полученное значение ZΣ округляю в меньшую сторону до целого числа и определяю действительное значение угла:



Действительное значение угла наклона зубьев

(2.22)

;



2.3.4 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

(2.23)
;

округляю до целого большего значения

Число зубьев колеса

(2.24)

;

2.3.5 Фактическое передаточное число

(2.25)

;

Отклонение U от нужного:

(2.26)

;

1,4% < 4% что допустимо

2.3.6 Диаметры зубчатых колёс.

2.3.7 Делительные диаметры:

шестерни

(2.27)

;

колеса

(2.28)

;

2.3.8 Диаметры окружностей вершин и впадин

шестерни
(2.29)

; (2.30)

колеса

;

;

2.3.9 Определяю силы в зацеплении [2,c.13]

окружная

(2.31)

;

радиальная

(2.32)

где  = 20 tg = 0,364 для стандартного угла

;

осевая

(2.33)

;

2.3.10 Проверочный расчет зубьев колёс по напряжениям изгиба

Окружная скорость колеса

(2.34)

;

По [2,c.14,табл.6] степень точности передачи 9, поэтому КНα = 1,4

Коэффициент концентрации напряжения для колес которые прирабатываются во время работы К0 = 1 [1,c.15]

(2.35)

;

КFv = 1,04 – находим по таблице [2,c.15, табл.8]
Коэффициент Yβ – находим по формуле [2,c.16]

(2.36)

Коэффициент Yf2 = 3,61 Yf1 = 3,90 по [2,c.16,табл.9]
Расчётное напряжение изгиба в зубьях колеса и шестерни

(2.37)
;
что меньше [σ]F2 = 198,79×106 [Па];

(2.38)

;

что меньше [σ]F1 = 216·106 (Па). Следовательно, прочность на изгиб зубьев колёс обеспечена.

2.13 Проверка зубьев колеса на контактую прочность

Значения коэффициентов Кнα = 1,1; Кн = 2,7·105 – для косозубых колес [2,с.16];
КНβ = 1; Кнv = 1,08 [2,c.17,табл.10]

Передаточное число UФ = 3,6.

По расчёту имеем: Т2 = 39 Н·м;

аω = 0,1 м; b2 = 0,04 м.

Тогда расчётное контактное напряжение

(2.39)

;

что меньше [σ]н = 391,59 [МПа].
^ 3.Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Тихоходная ступень
Исходные данные:

Вращающий момент на колесе Т2 = 171,37 (Н·м)

Скорость вращения колеса ω2 = 18,7 (рад/с)

Передаточное число передачи U = 2,25

Время работы передачи Lh = (час)
3.1 Выбор материала и термической обработки для изготовления колес [2,c.9,табл.1].

Выбираем для колеса сталь 45, с термической обработкой – улучшение, твердостью поверхности поверхности зубьев – НВ (235…262);

для шестерни – сталь 45, с термической обработкой – улучшение, твердостью поверхности зубьв – HB (269…302); .
3.2 Расчет допускаемых напряжений

Расчет ведем по допустимым напряжениям [2, с.8]

(3.1)

(3.2)

где коэффициенты долговечности [2, с.8]:

для колеса

; (3.3)

(3.4)

для шестерни

; (3.5)

(3.6)
Число циклов перемены напряжений, за время работы передачи [2, с.8]

(3.7)

для колеса



для шестерни

(3.8)

;

Число циклов перемены напряжений определяю в зависимости от средней твердости материала колес по графику [2, с.8, рис.5]

Средняя твердость материалов

для колеса

;

для шестерни

;

Число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу контактной выносливости, определяем по графику [2, с.8, рис.5]

для колеса

для шестерни

коэффициенты долговечности для колеса

;



коэффициенты долговечности для шестерни

;


KHL1= KHL2 =1; KFL1= KFL2 =1, т.к. N1 > NHO1 и N1 > NFO1;
N2 > NHO2; N2 > NFO2

для всех типов сталей

Согласно [2,c.9,табл.1] определяем []HO и []FO

для колеса

(3.9)

;

(3.10)

;

для шестерни

(3.11)

;



;

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба с учётом времени работы передачи:

для колеса

(3.12)

;

(3.13)



для шестерни



;



;

За расчетное допускаемое напряжение для прямозубых колес принимаю

[σ]H = [σ] =514,3 [МПа]
Проектировочный расчет зубчатой передачи

3.3 Межосевое расстояние [2, с.10]

(3.14)

для прямозубой передачи [2, с.10] Ка = 4950 - коэф. концентрации напряжений

коэффициент концентрации напряжения при постоянном нагружении

Принимаю режим нагрузки средний III x = 0,5

коэфициент ширины колеса по межосевому расстоянию примем

(симитричное расположение)

Тогда межосевое расстояние



Полученое межосевое растояние округляю в большую сторону до стандартного значения с ряда , принимаю

[2,c.13,табл.3]

3.4 Предварительные размеры колеса:

делительная окружность [2,c.12]

(3.15)

;

ширина колеса

(3.16)

;

Принимаю ближайшее стандартное [2,c.12]

3.5 Модуль передачи

(3.17)

где коєффициент Km = 6,6 – для прямозубых передач [2,c.13]

;

Найденое значение модуля округляю в большую сторону до стандартного

mn = m = 2,5 мм.

3.6 Суммарное число зубьев

(3.18)

;

принимаю

3.7 Число зубьев шестерни и колеса:

Число зубьев шестерни

(3.19)

;

округляю до значения

Число зубьев колеса

(3.20)

;

3.8 Фактическое передаточное число

(3.21)

;

(3.22)

;

1б96% < 4% что можно допустить

3.9 Диаметры колёс.

3.9.1 Делительные диаметры:
шестерни

(3.23)

;

колеса

(3.24)

;

3.9.2 Диаметры окружностей вершин и впадин

шестерни

(3.25)

;

(3.26)

;

колеса



;

;

3.10 Определяю силы в зацеплении [2,c.13]

окружная

(3.27)

;

3.11 Проверочный расчет на контактную прочность и напряжение напряжение изгиба.

Зубъя колёс проверяют на напряжения изгиба .

Расчетное значение напряжения изгиба в зубъях колеса



где - кэффициент, который зависит от угла наклона
для прямозубых колес

в зубъях шестерни



Степень точночности определяю по скорости колеса

(3.28)

;

По [2,c.14,табл.6] степень точности передачи 9

Коэффициент концентрации напряжения для колес которые прирабатываются во время работы К = 1 [2,c.15,табл.5]

Коэффициент динамической нагрузки принимаю по [2,c.14,табл.8]

KFY= 1,28

Коэффициент формы зуба YF находим по [2,c.15,табл.9] в зависимости от числа зубъев шестерни и колеса

для шестерни

YF1=3,76

для колеса

YF2=3,61









Проверяю зубъя колес на контактную прочность



где КНα = 1,11 КНβ = 1,1

КНV – коэффициент динамической нагрузки принимаю [2,c.16,табл.10] по окружной скорости и степени точности КНV = 1,1


что меньше [σ]н = 514,3 (МПа).
^ 4. Расчёт цепной передачи




d1

α d2
Рис.1. Схема цепной передачи
Исходные данные:

Мощность на малой (ведущей) звёздочке Р1 = 3,2 (кВт)

Частота вращения малой звёздчки

(4.1)

Передаточное число i = 2,2

Кратковременные перегрузки Тmax/Tnom = 1,1

Угол наклона передачи к горизонту β = 0˚

Число смен работы в сутки - две

Расчёт

4.1 Выбор числа зубьев малой (ведущей) звёздочки по [3,c.16,табл.П.1]. При передаточном числе i = 2,2 и частоте вращения n1 = 178 (об/мин) число зубьев:

Z1 = 25

4.2 Определяем число зубьев большой (ведомой) звёздочки

(4.2)

;

Принимаем число зубьев Z2 = 55

4.3 Уточняем передаточное отношение цепной передачи

(4.3)

;

4.4 Коэффициент динамической нагрузки

Кд=1 [3,c.16,табл.П.2], поскольку нагрузка близка к равномерной и кратковременные перегрузки Тmaxnom ≤ 1,1.

4.5 Коэффициент режима (продолжительности работы в течение суток)

Креж=1,25, поскольку принята двухсменная работа передачи [3,c.18,табл.П.11].

4.6 Коэффициент наклона передачи к горизонту

Кн=1, так как угол наклона передачи к горизонту β=0о [3,c.16,табл.П.3].
4.7 Коэффициент способа регулировки натяжения цепи

Крег = 1 [3,c.16,табл.П.14].

4.8 Коэффициент смазки и загрязнения передачи

Предварительно принята скорость цепи V=1,15 м/с. Передача открытая запылённая, качество смазки удовлетворительное.

Кс=1,3 [3,c.19,табл.П.14].

4.9 Коэффициент межосевого расстояния

Кα=1 [3,c.18,табл.П.10], так как по соображениям долговечности цепи предварительно принято межосевое расстояние ά = 40Рц [3.c,18,табл.П.7]. Число шагов в цепи в межосевом расстоянии ά/Рц = 40.

4.10 Коэффициент эксплуотации [3,c.11]

(4.4)

;

4.11 Коэффициент числа зубьев [3,c.12]

(4.5)

;

Базовое число зубьев (Z01, Z1) принимаем Z01=25 [3,c.16,табл.П.5]

4.12 Коэффициент частоты вращения [3,c.12]

Базовую частоту вращения n0 определяем как ближайшую к расчётной [3,c.16,табл.П.5]. При n1 = 178(об/мин),

n01 = 200(об/мин).

(4.6)

;

4.13 Расчётная мощность [3,c.12]

(4.7)

;

По [3,c.16,табл.П.5] при базовой частоте вращения n01 =  200 об/мин ближайшая к n1 = 178 (об/мин) и базовом числе зубьев Z01 = 25 выбираем допускаемую расчётную мощность [Pp] = 11 кВт.

Этой мощности соответствует цепь однорядная роликовая ПР-25,4-56700

4.14 Определяю параметры роликовой однорядной цепи [3,c.17,табл.П.6]

Шаг цепи Рц = 25,4 мм

Разрушающая сила Q = 56700 Н

Диаметр ролика dр = 15,88 мм

Масса одного метра цепи q = 2,57 кг/м

Ширина цепи Ввн = 22,61 мм
4.15 Пригодность выбранной цепи проверяем по наибольшему допустимому шагу [Рц]max [3,c.18,табл.П.12]. При n1 = 178 об/мин допустимый шаг цепи [Рц]max = 50,8 мм, должно соблюдаться соотношение Рц≤[Рц]max; 25,4 < 50,8 мм. Выбранная цепь пригодна для данных условий работы.

4.16 Скорость цепи

(4.8)

;

По скорости уточняем коэффициент смазки [3,c.19,табл.П.14]. Коэффициент остаётся без изменения.

4.17 Межосевое расстояние цепной передачи [3,c.13]

(4.9)

;

4.18 Длина цепи в шагах (число звеньев в цепи)

(4.10)

;

Целое число шагов L'p =120

4.19.Уточняем межосевое расстояние при длине цепи 120 шагов цепи

(4.11)

;

Передача работает лучше при небольшом провисании холостой ветви цепи, поэтому расчётное межосевое расстояние уменьшаем на (0,002…0,004)Окончательное межосевое растояние

(4.12)

;

Принимаю α = 491,55 мм =0,491 м.

4.20.Усилия в передаче:

Окружное усилие

(4.13)

;

Натяжение цепи от центробежных сил

(4.14)

;

Коэффициент провисания определяем по [3,c.19,табл.П.13]

Кf = 6, так как передача расположена горизонтально (β=0).

Сила предварительного натяжения от массы цепи

(4.15)

;

где g = 9,81 м/с2 – ускорение свободного падения.

Давление цепи на вал

(4.16)

;

Здесь сила Fmax – большее из двух значений Fv и F0. В данном случае F0 > Fv, поэтому Fmax = F0= 74,27 Н.

Натяжение ведущей ветви цепи

(4.17)

;

Натяжение ведомой ветви цепи

F2 = Fmax (4.18)

F2 = 74,27( Н);

4.21.Размеры звёздочек

Делительный диаметр ведущей звёздочки

(4.19)

;

Делительный диаметр ведомой звёздочки

(4.20)


;

Диаметр окружности вершин зубьев ведущей звёздочки

(4.21)

;

Диаметр окружности вершин зубьев ведомой звёздочки

(4.22)

;

Диаметр окружности впадин зубьев ведущей звёздочки

(4.23)

;

Диаметр окружности впадин зубьев ведомой звёздочки

(4.24)

;

Ширина зубчатого венца звёздочки для однорядной цепи

(4.25)

;

















ДМ 07.06.ПЗ

лист



















изм

лист

№ докум

подп

дата






Скачать файл (2975.5 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации