5428

Проектирование привода ленточного транспортера

Курсовая

Производство и промышленные технологии

Анализ схемы привода. Привод состоит из асинхронного двигателя, цилиндрического соосного двухпоточного редуктора и приводного вала с барабаном и муфтой. В ходе проектирования транспортера были приняты следующие конструктивные решения: для выравни...

Русский

2012-12-09

1.35 MB

17 чел.

1. Анализ схемы привода.

Привод состоит из асинхронного двигателя, цилиндрического соосного двухпоточного редуктора и приводного вала с барабаном и муфтой.

В ходе проектирования транспортера были приняты следующие конструктивные решения: для выравнивания нагрузки по потокам использованы сборные зубчатые колеса со встроенными в них цилиндрическими пружинами сжатия.

2. Кинематические расчеты.

2.1. Выбор электродвигателя.

Выбираем электродвигатель, ближайший по мощности с синхронной частотой 702 об/мин – АИР 100L8/702.

2.2. Определение частоты вращения приводного вала.

2.3. Определение общего передаточного отношения привода.

2.4. Определение вращающего момента на тихоходном валу.

3. Расчет передач.

3.1. Расчеты цилиндрической зубчатой передачи.

Расчеты цилиндрической зубчатой передачи проводятся по следующим формулам:

коэффициент ширины: , где ;

межосевое расстояние: ; (далее aw1=aw2)

делительный диаметр: ;

модуль передачи: ;

суммарное число зубьев: ;

угол наклона: ;

число зубьев шестерни: ;

фактическое передаточное число: .

3.2. Результаты расчета на ЭВМ.

3.3. Выбор материала и варианта термообработки.

В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем  выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая,  в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Так как момент на тихоходном валу мал, то не следует выбирать твердые колесо и шестерню.

Принимая во внимание твердость колес, суммарную цену и массу привода, а так же внешний делительный диаметр быстроходной шестерни выбираем 13-й вариант термообработки.

Твердость шестерен и колес в выбранном варианте:  соответственно.

Материал для изготовления колес – сталь 40Х.


4. Разработка эскизного проекта.

4.1. Диаметры валов.

Быстроходный вал:

Принимаем .

Промежуточный вал:

Тихоходный вал:

Окончательно диаметры участков валов принимаем:

быстроходный вал:

; ; .

промежуточный вал:

; .

тихоходный вал:

; ; .

4.2. Выбор типа подшипников.

Для опор цилиндрических косозубых передач принимаются шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера.  Так как неизбежны  погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

4.3. Выбор схем установки подшипников.

Для опор промежуточного и тихоходного валов применим схему «враспор».

Приводной вал проектируем, как вал с «плавающей» опорой.


5. Расчет подшипников.

5.1.  Расчет подшипников на промежуточном валу.

5.1.1. Определение сил, нагружающих подшипник.

Силы, действующие в зацеплении:

Изгибающие моменты, от радиальных сил, действующих в зацеплении:

Длины участков

Реакции в вертикальной плоскости:

Реакции в горизонтальной плоскости:

Суммарные реакции.

5.1.2. Выбор подшипника.

По справочнику [1, т.2, с.116] выбирается подшипник радиальный легкой серии 204.

Более нагруженной является опора 1. Дальнейший расчет будет вестись по ней.

5.1.3. Расчет на ресурс.

Радиальная сила

где  - коэффициент эквивалентности. Для режима нагружения |||  [2 c.108].

Осевая сила

Отношение

По таблице 7.1 [2 c.104] е=0,26

V- коэффициент вращения кольца, V=1 при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки.

Значит Х=0,56; Y=1,68

Эквивалентная радиальная динамическая нагрузка

где  - коэффициент безопасности, по таблице 7.4 [2 c.107] ;  - температурный коэффициент,  [2 c.107].

Расчетный ресурс (долговечность) подшипника (ч).

где  - коэффициент долговечности, по таблице 7.5 [2 c.108] ;  - коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации,  [2 c.108].

, следовательно, выбранный подшипник 204 подходит.

5.1.4. Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.


5.2.  Расчет подшипников на тихоходном валу.

5.2.1. Определение сил, нагружающих подшипник.

Силы, действующие в зацеплении:

На концевом участке вала действует консольная нагрузка из-за наличия муфты и появления в связи с этим смещений.

Длины участков вала.


В горизонтальной плоскости силы, действующие в зацеплении, взаимно компенсируют друг друга.

Силы, действующие в вертикальной плоскости:

Полные реакции:

Определение эквивалентной нагрузки:

Опора 1.

Опора 2.

Значит, дальнейший расчет будет вестись по опоре 1.

5.2.2. Выбор подшипника.

Принимается радиальный подшипник особо легкой серии 210.

Рассчитывается ресурс.

, следовательно, выбранный подшипник 210 подходит.

5.2.3. Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал k6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.

5.3 Расчет подшипников приводного вала.

5.3.1. Силы, нагружающие подшипник.

Силы, действующие в вертикальной плоскости.

Силы, действующие в горизонтальной плоскости.

Полные реакции.

Опора 1 нагружена больше, следовательно, дальнейший расчет будет вестись по этой опоре.

5.3.2. Выбор подшипника.

Выбирается подшипник шариковый радиальный сферический двухрядный легкой серии 1209.

Определение эквивалентной нагрузки.

Определение расчетного ресурса.

Для сферического подшипника

следовательно, выбранный подшипник подходит.

5.3.3. Подбор посадки подшипника.

Внутреннее кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.

по таблице 7.6 [2 c.113] выбирается поле допуска на вал r6. Наружное кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное. По таблице 7.7 [2 c.113] выбирается поле допуска на отверстие H7.


6
. Расчет шпоночных соединений.

Шпоночные соединения применяются для передачи вращательного момента с колеса на вал. Чаще всего применяются призматические и сегментные шпонки. Во всех шпоночных соединениях при проектировании в данном случае использовались призматические шпонки, т.к. диаметры валов малы, и использование сегментных шпонок не допустимо из-за глубоких пазов для них. Рассчитываются шпоночные из условия прочности шпонки на смятие.

6.1. Соединение колеса с промежуточным валом.

При соединении колеса с валом более предпочтительным является соединение в натяг. В результате проведенных вычислений не удалось найти удовлетворительную посадку, поэтому колесо на промежуточном валу сажается с помощью шпонки.

Условие прочности [4 c. 66].

где T – крутящий момент, ; d – диаметр вала, d=25 мм; k – глубина врезания шпонки в ступицу, k=0,43h; lр – рабочая длина шпонки.

Для d=25мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=18 мм.

Посадка - H7/r6.

6.2. Шпонка на валу электродвигателя.

Для d=28 мм: b=8 мм, h=7 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для стальной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах:

По стандартному ряду длин шпонок, учитывая, что насадок от осевого смещения фиксируется установочным винтом,  вворачивающимся в шпонку,  принимается L=22 мм.

6.3. Шпонка на тихоходном валу.

Для d=37,3 мм: b=10 мм, h=8 мм по таблице 24.27 [2 c. 432]. Принимается

По стандартному ряду длин шпонок принимается . Аналогичная шпонка ставится на хвостовике приводного вала.

6.4. Соединение колеса с тихоходным валом.

При соединении колеса с валом более предпочтительным является соединение в натяг. В результате проведенных вычислений не удалось найти удовлетворительную посадку, поэтому колесо на тихоходном валу сажается с помощью шпонки.

Для диаметра вала  принимаем призматическую шпонку по  , .

Определяем расчетную длину призматической шпонки:

Полная длина шпонки L при скругленных концах:

По стандартному ряду длин шпонок принимается .

Посадка H7/r6.

6.5. Шпонка на приводном валу.

Для d=56 мм: b=16 мм, h=10 мм по таблице 24.29 [2 c. 433]. Для чугунной шпонки принимается

Полная длина шпонки L при скругленных концах.

По стандартному ряду длин шпонок принимается L=56 мм.

Посадка H7/r6.


7.
Расчёт валов на прочность.

Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок.

Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности.

7.1. Прочность промежуточного вала.

7.1.1. Статическая прочность.

Коэффициент перегрузки

где Тmax – максимальный кратковременно действующий крутящий момент.

В расчете определяют нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок.

где Mmax – суммарный изгибающий момент, Mkmax=Tmax – крутящий момент,  – осевая сила, W и Wk – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, А – площадь поперечного сечения.

Частные коэффициенты запаса прочности.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести.

Силы, действующие на вал:

Со стороны колеса:

FaБ=101 Н       FtБ=514 Н     FrБ=190.6 Н

dБ=0.1972 м - диаметр колеса

  MБ=9.9586 Нм

Со стороны шестерни:

FaТ=564.3 Н       FtТ=3052.2 Н     FrТ=1129.7 Н

dш=0.03254 м - диаметр шестерни

  MТ=9.181 Нм

Общий крутящий момент:  

Для силы Fr

Для силы Ft

Мы имеем два опасных сечения 1 и 2

Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №1:

Значит, промежуточный вал в сечении 1 прочен.

  Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №2:

Значит, промежуточный вал в сечении 2 прочен.

Вывод: статическая прочность вала обеспечена.

7.2. Прочность тихоходного вала.

7.2.1. Статическая прочность.

FaТ=564.3 Н       FtТ=3052.2 Н     FrТ=1129.7 Н

TT=575.6 Нм        Fk=1300Н

Для силы FK

Остальные силы друг друга уравновешивают.

Мы имеем одно опасное сечение 1. Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №1:

Вывод: статическая прочность вала обеспечена.

7.2.2. Усталостная прочность.

Для каждого из установленных предположительно опасных сечений вычисляют коэффициент S.

,

где S и S - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении.

Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и 2, т.к. в сечении 1 максимальный момент и высокий ступенчатый переход, в сечении 2 -  шпоночное соединение.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Вывод: усталостная прочность тихоходного вала обеспечена.

7.3. Прочность приводного вала.

7.3.1. Статическая прочность.

Ft=2800Н        l1=93мм      l2=l4=145мм

Fk=1300Н        l3=490мм

Мы имеем два опасных сечения 1 и 2. Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №1:

Значит, приводной вал в сечении 1 прочен.

  Эквивалентные моменты и напряжения в критическом сечении №2:

Значит, приводной вал в сечении 2 прочен.

Вывод: статическая прочность вала обеспечена.

7.3.2. Усталостная прочность.

Для проверочного расчета на сопротивление усталости выбираются сечения 1 и 2, т.к. в сечении 1 высокий ступенчатый переход, в сечении 2 -  шпоночное соединение.

Сечение 1.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 1 прочен.

Сечение 2.

по таблицам 10.2 – 10.13 [2 c. 165-171].

Значит, вал в сечении 2 прочен.

Вывод: усталостная прочность приводного вала обеспечена.


8. Выбор смазочных материалов.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую  вязкость масла определяют в зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес.

Контактные напряжения (из распечатки).

Частота вращения промежуточного вала  .

Круговая частота и окружная скорость.

По таблице 11.1 [2 c. 173] выбирается кинематическая вязкость масла 34. По таблице 11.2 [2 c. 173] выбирается марка масла И-Г-А-32.

И – индустриальное

Г – для гидравлических систем

А – масло без присадок

32 – класс кинематической вязкости

Подшипники смазываем тем же маслом. Так как имеем картерную систему смазывания, то они смазываются разбрызгиванием.

8.1. Уплотнительные устройства.

Уплотнительные устройства применяют для предохранения от вытекания смазочного материала из подшипниковых узлов, а также для защиты их от попадания извне пыли и влаги. Для этих целей применим манжетные уплотнения с пыльниками и герметик. Манжетные уплотнения выбираются в соответствии с диаметрами валов. В качестве герметика используем  УТ-34 ГОСТ 24285-80.

9. Корпусные детали.

Толщину стенки корпуса принимаем , крышки . Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема предусматриваем фланцы. Фланцы объединяются с приливами для подшипников.

Для соединения крышки с корпусом используем винты с цилиндрической головкой диаметра .

Винты располагаем преимущественно по продольным сторонам, стараясь максимально приблизить их к отверстиям под подшипники. Для размещения отверстий под винты в корпусе проектируем приливы.

Крышку фиксируем относительно корпуса штифтами. Штифты предотвращают взаимное смещение корпусных деталей при растачивании отверстий под подшипники, обеспечивают точное расположение при повторных сборках. Применим два конических штифта с внутренней резьбой, которые установим на углах крышки.

Крепление корпуса к раме осуществляем 4-мя болтами . Места крепления оформляем в виде ниш, расположенных по углам корпуса.

Для подъема и транспортировки собранного редуктора в крышке корпуса предусматриваем проушины, отливая их заодно с крышкой.

Для осмотра зубчатых зацеплений в крышке корпуса предусматриваем люк. Люк закрываем крышкой. Крышка штампованная, с толщиной стенки . Крышку люка крепим к крышке корпуса 12-ю винтами М6.


10. Расчет упругого элемента.

При сборке многопоточных редукторов может получиться так, что зубы замыкающего зубчатого колеса не попадут во впадины сопряженного колеса. Это может произойти вследствие неизбежных погрешностей изготовления, например, в относительном угловом положении зуба и паза для шпонки в ступице колеса, смещение этого паза относительно оси отверстия, смещения шпоночного паза относительно оси вала, а также накопленных погрешностей окружных шагов колес.

Осуществляя сборку передачи при наличии угловой погрешности принудительным поворотом замыкающего колеса, получают значительное предварительное нагружение передач, а в последующем неравномерное распределение внешнего вращательного момента по отдельным потокам.

Для выравнивания нагрузки между потоками применяют специальные уравнительные механизмы или встраивают упругие элементы. При проектировании редуктора в качестве упругих элементов были применены пружины сжатия, т.к. передача средненагруженная.

Диаметр

Средний диаметр пружины

Диаметр проволоки пружины определяется из условия обеспечения необходимой жесткости узла.

где i – число рабочих витков пружины, i=5; z – число зубьев колеса, z=129; Tу – закручивающий момент; n – число пружин, n=4; a – коэффициент, зависящий от числа пружин, a=1,74.

По стандартному ряду принимается d=2,8 мм.

Расчетная нагрузка

где е – коэффициент, зависящий от числа пружин, е=1,41;

p- число потоков.

Условие прочности пружины.

по таблице 20.2 [2 c. 307] для материала проволоки – сталь 40X13.

следовательно выбранные пружины подходят.

11. Расчет упруго-компенсирующей муфты.

Для передачи крутящего момента с выходного вала редуктора на приводной вал применена упруго компенсирующая муфта со стальными стержнями. Упругими элементами данной муфты являются стальные цилиндрические стержни, аксиально расположенные. Стержни устанавливаются в отверстия полумуфт по посадке H8/h9. Монтаж и демонтаж муфты можно выполнять без осевого смещения соединяемых узлов. Стержни изготавливают из рессорно-пружинных сталей, полумуфты – из углеродистых конструкционных сталей.

Для приближенного расчета вращающего момента Tк, нагружающего муфту в приводе, используется зависимость [2 с. 299].

,

где TН – номинальный длительно действующий момент, ; K – коэффициент режима работы, K=1,3 при спокойной работе.

Выбираю муфту по таблице [5 c. 150] для момента Т=710 Нм.

В практических расчетах дополнительное нагружение упругих элементов, вызванное радиальным смещением валов, удобнее учитывать при определении расчетного вращающего момента.

Kр=1,1.

- принимается.

Диаметр стержней.

,

где - допускаемое напряжение изгиба материала стержня, по таблице 20.2 [2 c. 307] для материала стержня – сталь 60С2ХА ; E – модуль упругости; =1 для муфт постоянной жесткости; =0,26; угол относительного поворота полумуфт =0,035 рад.

Число стержней.

Для уменьшения износа стержней и их гнезд в полумуфтах муфта через масленку заполняется пластичной смазкой.


12. Список литературы.

  1.  Решетов Д. Н. Детали машин. М., 1989.
  2.  Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин. М., 2000.
  3.  Иванов М. Н. Детали машин. М., 1984.
  4.  Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. т. 1-3  М., Машиностроение, 1982.
  5.  Биргер И. А., Шор Б. Ф., Иоселевич Г. Б. Расчеты на прочность деталей машин. М., 1979.


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

67259. Мотивація й оплата праці 58.12 KB
  Результативність праці на кожному робочому місці зумовлює рівень економічної ефективності функціонування аграрного підприємства загалом. З-поміж різноманітних чинників, котрі становлять основу активізації зусиль персоналу підприємства...
67260. ПСЕВДОСЛУЧАЙНЫЕ ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТИ И ПРОЦЕДУРЫ ИХ МАШИННОЙ ГЕНЕРАЦИИ 127 KB
  Количество случайных чисел используемых для получения статистически устойчивой оценки характеристики процесса функционирования системы S при реализации моделирующего алгоритма на ЭВМ. Количество случайных чисел колеблется в достаточно широких пределах в зависимости от...
67261. Культура 18 века 55 KB
  Сущность эпохи Просвещения заключается в том что общественное бытие стало приводиться в соответствие с новым типом общественного сознания. Характерные черты Просвещения: В основе этого процесса – развитие промышленного производства рынок финансовое обращение завершение стадии...
67262. Методика гидрореабилитации детей 6-7лет, имеющих круглую спину 293.87 KB
  Анализ результатов реабилитации детей 6-7лет, имеющих круглую спин. Теоретические аспекты гидрореабилитации при нарушениях осанки у детей 6-7. Влияние водных процедур на организм человека. Этиопатогенез и клиническая картина нарушений осанки у детей 6-7.
67263. ПЕРЕЛОМЫ. КЛИНИКА И ДИАГНОСТИКА. ПЕРВАЯ ПОМОЩЬ. КОНСЕРВАТИВНОЕ ЛЕЧЕНИЕ 105 KB
  В развитых странах несмотря на увеличивающееся количество травм, число погибших меньше, чем в Российской Федерации. Основная причина этому - правильное оказание помощи пострадавшим. В 1994 г. в автомобильных катастрофах в России погибли более 35 тыс. чел., а свыше 189 тыс. получили увечья и стали инвалидами
67264. Перевантаження унарних операторів «++» та «--» 91.5 KB
  Можна перевантажувати унарні оператори інкремента "++" та декремента "--", або унарні "-" і "+". Як уже зазначалося вище, при перевантажені унарного оператора за допомогою функції-члена класу операторній функції жоден об'єкт не передається безпосередньо.
67265. Организационные основы безопасности жизнедеятельности. Организационные основы управления 24.64 KB
  Управление охраной труда. Оно осуществляется в соответствии с Основами законодательства по охране труда Министерством труда и социального развития РК и его территориальными органами представители которых наделены широкими полномочиями по контролю за условиями и охраной труда постановкой продукции...
67266. Толерантность как принцип поведения в мультикультурном мире 38 KB
  Основные подходы к определению понятия толерантность. Противостоять этому может толерантность как общечеловеческая обстановка культурного сознания и поведения. Благодаря усилиям ЮНЕСКО понятие толерантность стало международным термином. В ней толерантность определяется как признание единства и многообразия человечества взаимозависимости...
67267. ПРАВО И ЛИЧНОСТЬ 324.5 KB
  Многообразные связи права и личности наиболее полно могут быть охарактеризованы через понятие правового статуса в котором отражаются все основные стороны юридического бытия индивида: его интересы потребности взаимоотношения с государством трудовая и общественно-политическая деятельность...