ПРИВОД ПОДВЕСНОГО КОНВЕЙЕРА

Тип работы: Материал
Бесплатно: Антиплагиат
Объем: 20 страниц
В избранное:

Содержание

Задание

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1. 1 Выбор асинхронного электродвигателя

1. 3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

2. Расчёт косозубой передачи редуктора

2. 1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения

2. 2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной косозубой быстроходной передачи

2. 3 Проверочный расчёт прочности зубьев быстроходной передачи

3. Расчёт клиноремённой передачи

3. 1 Исходные данные для расчёта

3. 2 Сечение ремня, диаметры шкивов

3. 3 Межосевое расстояние, длина ремня

После подстановки получаем

3. 4 Количество ремней в передаче

3. 5 Предварительное натяжение ремня, действующая нагрузка на валы, ширина шкивов

3. 6 Нормы для контроля предварительного натяжения ремня

Литература

Задание

По заданию 1 и варианту 2 /1, с. 13/ для привода подвесного конвейера по схеме рисунка 1. решить следующие задачи:

− выбрать асинхронный электродвигатель;

− вычислить скорость вращения, мощность и крутящий момент для каждого из валов привода;

− рассчитать косозубую цилиндрическую передачу редуктора;

− рассчитать клиноременную передачу.

1 - вал электродвигателя; 2 - вал ведущий редуктора; 3 - вал ведомый редуктора; 4 - вал конвейера; 5 - электродвигатель; 6, 7 - соответственно ведущий и ведомый шкивы клиноременной передачи; 8 - ремень клиновой; 9, 10 - соответственно ведущее и ведомое косозубые колёса редуктора; 11 - муфта компенсирующая; 12 - подшипники; 13 - корпус редуктора; 14, 15 - барабаны конвейера соответственно ведущий и ведомый; 16 - лента конвейера.

Рисунок 1. 1 - Схема привода

Мощность и частота вращения для выходного вала равны соответственно 1, 8 кВт и 80 1/мин. Расчётный срок службы привода 36000 часов. Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту электродвигателя. Привод нереверсивный.

привод подвесной конвейер редуктор

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1. 1 Выбор асинхронного электродвигателя

1. 1. 1 Требуемая мощность электродвигателя:

, (1. 1)

где - мощность для выходного вала, кВт;

- КПД привода.

, (1. 2)

где - соответственно КПД на маховике, ремённой, цилиндрической зубчатой передаче, на паре подшипников качения.

Руководствуясь рекомендациями /2, с. 5/, принимаем = 0, 96, = 0, 97, = 0, 99, = 0, 99.

После подстановки численных значений параметров в формулы (1. 1) и (1. 2) получим КПД привода

и требуемую мощность электродвигателя

. 1. 2 С учётом требуемой мощности кВт рассмотрим возможность выбора асинхронного двигателя серии 4А с мощностью кВт /2, с. 390/. Для которого недогрузка составляет при допускаемой недогрузке 20%.

Для двигателей с мощностью 2, 2 кВт рассчитаны следующие синхронные частоты вращения : 750, 1000, 1500, 3000 об/мин.

Для ориентировки в выборе двигателя по частоте вращения оценим передаточное отношение привода , вычисленное по, примерно, средним значениям рекомендуемых передаточных отношений отдельных передач. Возьмем эти значения для ременной и цилиндрической зубчатой передачи соответственно /2, с. 7/. После перемножения получим в результате .

При таком передаточном отношении привода и частоте вращения его выходного вала об/мин потребуется двигатель с частотой вращения об/мин.

. 1. 3 Окончательно выбираем /2, с. 390/ ближайший по частоте вращения асинхронный электродвигатель марки 4A100L6 со следующими параметрами:

мощность

синхронная частота вращения об/мин;

отношение пускового момента к номинальному T _п /T _н = 2, 0

. 2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения его входного вала

. (1. 3)

Находим номинальную частоту

, (1. 4)

где s - скольжение при номинальной нагрузке в %, об/мин. - требуемая частота.

После подстановки численных значений параметров в формулу (2. 2) получаем номинальную частоту двигателя

Расчёт по формуле (1. 3) даёт .

Принимая = 2, 5 находим

( 1. 5)

Подставляя значения, имеем

1. 3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

1. 3. 1 Частоты вращения валов: об/мин;

об/мин;

об/мин.

Находим различие полученной с изначальным значением

где 80, 02 - полученное значение , 80 - изначальное значение .

. 3. 2 Угловые скорости валов:

рад/с;

рад/с.

. 3. 3 Мощности на валах привода: кВт;

кВт;

кВт.

Находим различие полученной c изначальным значением

где 1, 79 - полученное значение , 1, 8 - изначальное значение .

. 3. 4 Моменты на валах привода:

Н⋅м;

Н⋅м.

. 3. 5 Максимальный момент при перегрузке на первом валу (на валу двигателя) .

Мощности двигателя кВт соответствует номинальный момент

Н⋅м. Отсюда

Нм

Очевидно, при кратковременных перегрузках максимальные моменты на всех остальных валах будут превышать моменты, рассчитанные при передаче требуемой мощности в

раза.

Исходя из этого соображения, получаем:

Н⋅м;

. 3. 6 Результаты расчетов, выполненных в подразделе 1. 3, сведены в таблице 1. 1.

Таблица 1. 1 - Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

№ вала по рис. 1. 1: № вала по рис. 1. 1

, об/мин, рад/с, кВт, Н⋅м, Н⋅м:

, об/мин

, рад/с

, кВт

, Н⋅м

№ вала по рис. 1. 1: 1

, об/мин, рад/с, кВт, Н⋅м, Н⋅м: 949

: 99, 33

: 1, 98

: 19, 93

: 44, 29

№ вала по рис. 1. 1: 2

, об/мин, рад/с, кВт, Н⋅м, Н⋅м: 379, 5

: 39, 73

: 1, 88

: 47, 32

: 114, 05

№ вала по рис. 1. 1: 3

, об/мин, рад/с, кВт, Н⋅м, Н⋅м: 80, 02

: 8, 38

: 1, 81

: 215, 9

: 479, 29

№ вала по рис. 1. 1: 4

, об/мин, рад/с, кВт, Н⋅м, Н⋅м: 80, 02

: 8, 38

: 1, 79

: 213, 6

: 474, 19

2. Расчёт косозубой передачи редуктора

2. 1 Материалы зубчатых колёс и допускаемые напряжения

. 1. 1 Задание не содержит ограничений на габариты привода, поэтому для зубчатых колёс назначаем дешевую углеродистую качественную конструкционную сталь 45 по ГОСТ 1050-88. После улучшения (закалка и высокий отпуск до окончательной обработки резанием) материал колес должен иметь нижеследующие механические свойства /2, с. 34/:

Шестерня: Шестерня

Колесо: Колесо

: Твердость

Шестерня: НВ 230…260

Колесо: НВ 200…225

: Предел текучести

, не менее440 МПа400 МПа

Шестерня:

Колесо:

: Предел прочности

, не менее750 МПа690 МПа

Шестерня:

Колесо:

2. 1. 2 Допускаемое контактное напряжение при расчёте зубьев на выносливость в общем случае /2, с. 33/

(2. 1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

- коэффициент долговечности;

-коэффициент безопасности.

Для стальных колес с твердостью менее HB 350 /2, с. 34/

. (2. 2)

Коэффициент долговечности /2, с. 33/

, (2. 3)

Где -базовое число циклов;

-эквивалентное (действительное) число циклов перемены напряжений.

Для стали с твердостью НВ 200 базовое число циклов /2, с. 34/.

Эквивалентное (действительное) число циклов /3, с. 184/

, (2. 4)

Где -число зубчатых колёс, сцепляющихся с рассматриваемым колесом;

-частота вращения этого колеса, об/мин;

-срок службы передачи в часах.

Для шестерни и для колеса , об/мин, об/мин,

Расчёт по формуле (2. 4) даёт для шестерни и колеса соответственно

Без вычислений по формуле (2. 3) видно, что коэффициент долговечности для каждого из колёс окажется меньше единицы, так как и . В таком случае следует принимать /2, с. 33/.

Если взять коэффициент безопасности /2, с. 33/, то расчёт по формулам (2. 1) и (2. 2) даст допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса соответственно

МПа,

МПа.

В частном случае для косозубых передач допускаемое контактное напряжение при расчёте на выносливость /2, с. 35/

(2. 5)

при соблюдении условия

Где и -соответственно допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса, вычисленные по формуле (2. 1), МПа;

-меньшее из двух напряжений, входящих в правую часть формулы (2. 5), МПа.

Расчёт по формуле (2. 5) даёт для быстроходной пары МПа. Условие выполняется, так как

. 1. 3 Допускаемое контактное напряжение при кратковременных перегрузках для колёс из нормализованной, улучшенной и объёмно закалённой стали зависит от предела текучести и вычисляется по формуле /3, с. 187/:

(2. 6)

При МПа (минимальное значение для колеса по пункту 2. 1. 1)

МПа.

. 1. 4 Допускаемые напряжения изгиба при проверочном расчете зубьев на выносливость вычисляются по формуле /3, с. 190/

, (2. 7)

где

-предел выносливости материала зубьев при отнулевом цикле, соответствующий базовому числу циклов;

-коэффициент долговечности при расчете зубьев на изгиб;

-коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки на зубья (в случае реверсивной передачи) ;

-допускаемый коэффициент безопасности (запаса прочности)

По рекомендации /2, с. 43…45/ берем:

для нормализованных и улучшенных сталей НВ;

при одностороннем нагружении зубьев, принимая привод не реверсивным, ;

для стальных поковок и штамповок при твёрдости менее НВ 350 .

Коэффициент долговечности /3, с. 191/

, (2. 8)

Где -показатель корня;

-базовое число циклов;

-эквивалентное (действительное) число циклов.

Для колёс с твёрдостью зубьев до НВ 350 величина равна соответственно 6. Для всех сталей принимается .

Для обоих колёс имеет те же численные значения, что и (см. пункт 2. 1. 2) . Оба эти значения (для шестерни - , для колеса - ) больше .

Поэтому принимается коэффициент долговечности /3, с. 191, 192/.

Расчёт по формуле (2. 7) даёт соответственно для шестерни и колеса

. 1. 5 Допускаемое напряжение изгиба при расчёте зубьев на кратковременные перегрузки при твёрдости менее НВ 350 /3, с. 193/

. (2. 9)

Расчёт по этой формуле с учетом характеристик материала (см. пункт 2. 1. 1) даёт для шестерни и колеса соответственно

МПа, МПа.

2. 2 Расчёт геометрических параметров раздвоенной косозубой быстроходной передачи

Межосевое расстояние цилиндрической зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев /2, с. 32/

, (2. 10)

Где - коэффициент, равный 43 для косозубых колес соответственно;

i _з - передаточное число зубчатой пары;

- момент на колесе (на большем из колес), Н⋅м;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- допускаемое контактное напряжение, МПа;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число , а момент Н⋅м (см. раздел 1) . Допускаемое напряжение МПа вычислено в пункте 2. 1. 1.

Коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию возьмём по рекомендации /2, с. 33/, рассматривая пока быстроходную передачу как сплошную шевронную, т. е. как неразделённую.

Каждое из колёс разделённой передачи расположено несимметрично относительно опор, для этого случая примем пока ориентировочно /2, с. 32/.

В итоге расчёт по формуле (2. 10) даёт

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения мм /2, с. 36/. Нормальный модуль /2, с. 36/ мм. Из стандартного ряда модулей /2, с. 36/ берем мм. Назначим предварительно угол наклона /2, с. 37/. Тогда число зубьев шестерни

Примем , тогда число зубьев колеса

Фактическое передаточное отношении , т. е. не отличается от принятого ранее в подразделе 1. 2.

Уточненное значение

Оно соответствует

При обработке шестерни с числом зубьев подрезание зубьев исключается, так как условие неподрезания (2, с. 38) соблюдено, что видно без расчёта.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно

мм, мм.

Правильность вычислений подтверждается проверкой:

мм.

Диаметры вершин зубьев

мм,

мм.

Диаметры впадин зубьев

мм,

мм.

Быстроходная ступень рассчитывается как нераздвоенная, поэтому расчётная суммарная ширина ее двух колёс

мм.

Ширина колеса равна .

Шестерню возьмём шире колеса на 5 мм. Таким образом, ширина шестерни мм. Примем Коэффициент ширины шестерни по диаметру .

2. 3 Проверочный расчёт прочности зубьев быстроходной передачи

. 3. 1 Расчётное контактное напряжение для косозубых цилиндрических передач /2, с. 31/

, (2. 11)

где - коэффициент нагрузки;

- ширина колеса расчётная (наименьшая) .

Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.

Окружная скорость колёс

м/с.

При такой скорости назначаем восьмую степень точности /2, с. 32/.

Коэффициент нагрузки /2, с. 32/ при проверочном расчёте на контактную прочность

, (2. 12)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (по ширине венца) ;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (динамический коэффициент) .

По рекомендациям /2, с. 39, 40/ назначаем следующие значения перечисленных коэффициентов:

при окружной скорости м/с и восьмой степени точности;

при значении коэффициента , твердости зубьев менее НВ 350 и несимметричном расположении колёс относительно опор;

при окружной скорости м/с, восьмой степени точности и твердости менее НВ 350.

Расчёт по формуле (2. 12) даёт .

Расчёт по формуле (2. 11) даёт

МПа < МПа.

Условие прочности выполняется, недогрузка . Она объясняется увеличением первоначально вычисленного межосевого расстояния 139, 35 до стандартного 140 мм, а также тем, что уточненное значение оказалось меньше ранее ориентировочно выбранного .

. 3. 2 Расчет зубьев на контактную прочность по формуле (2. 11) при кратковременных перегрузках моментом Н⋅м (см. раздел 1) даёт

МПа < МПа.

. 3. 3 Напряжения изгиба зубьев косозубых цилиндрических колёс при проверочном расчёте на выносливость вычисляются по формуле /2, с. 46/

, (2. 13)

Где - окружная сила, Н;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент формы зуба;

- коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы, что и для прямых;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- ширина колеса, находящаяся в зацеплении (минимальная), мм;

- модуль нормальный, мм.

В зацеплении колес быстроходной передачи действуют следующие силы /2, с. 158/:

окружная

адиальная

осевая

Коэффициент нагрузки /2, с. 42/

, (2. 14)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки (коэффициент динамичности) .

Примем /2, с. 43/ с учётом, что твёрдость колёс менее НВ 350, коэффициент , а каждое из колёс расположено несимметрично относительно опор.

Назначим , учитывая дополнительно, что окружная скорость м/с < 3 м/с, а степень точности принята восьмая.

Тогда по формуле (3. 14)

Без расчётов, руководствуясь только рекомендацией /2, с. 47/, возьмем .

Коэффициент определим по формуле /2, с. 46/

(Здесь - вычисленный уже ранее угол наклона зубьев в град. )

Коэффициент формы зуба для косозубых колёс зависит от эквивалентного числа зубьев /2, с. 46/, которое составляет

для шестерни

для колеса

Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с. 42/ , .

Подстановка подготовленных численных значений в формулу (2. 13) дает для шестерни и колеса соответственно

Это значительно меньше вычисленных в пункте 2. 1. 4 допускаемых напряжений МПа и МПа.

. 3. 4 Напряжения изгиба при кратковременных перегрузках вычисляются также по формуле (2. 13), куда вместо окружной силы , рассчитанной для длительно передаваемой мощности, следует подставить окружную силу при кратковременных перегрузках