Проектирование привода к ленточному конвейеру

Министерство общего и профессионального образования

Российской Федерации


Томский политехнический университет


Кафедра теоретической

и прикладной механики


ПРОЕКТИРОВАНИЕ ПРИВОДА К ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ


Пояснительная записка к курсовому проекту


Выполнил: ст-т гр.2Б01

Герасимов А.


Преподаватель:

Снегирёв Д. П.


2004

Задание на проектирование


Спроектировать привод к ленточному конвейеру. Окружное усилие на барабане Fб; окружная скорость барабана Vб; диаметр барабана Dб; срок службы привода h.


Исходные данные


Fб=4 кН;

Vб=60 м/мин;

Dб=0,3 м;

h=8 лет.


Расчет и конструирование



1 – электродвигатель;

2 – муфта;

3 – редуктор зубчатый цилиндрический двухступенчатый горизонтальный;

4 – муфта;

5 – барабан.


I – вал электродвигателя;

II – быстроходный вал;

III – промежуточный вал;

IV – тихоходный вал;

V – вал конвейера.


(Z1 – Z2) – быстроходная пара;

(Z3 – Z4) – тихоходная пара.


1 Выбор стандартного электродвигателя


Выбор стандартного электродвигателя проводят по трём признакам:

  1. требуемой мощности;

  2. типу;

  3. частоте вращения.


1.1 Определение требуемой мощности электродвигателя


При выборе мощности электродвигателя необходимо соблюдать следующее неравенство:

(1.1)

где N – паспортная мощность электродвигателя;

Nтр.ЭД – требуемая мощность электродвигателя.

(1.2)

где Nраб.зв. – мощность на рабочем звене;

ηпр – коэффициент полезного действия (КПД) привода.

В нашем случае Nраб.зв. = Nv.

Определим мощность на рабочем звене по выражению:

Вт (1.3)

где F – усилие натяжения ленты конвейера, Н;

– линейная скорость перемещения ленты конвейера, м/с.

Вт.

Определим КПД привода:

(1.4)

где - КПД муфты, связывающей I и II валы;

- КПД редуктора;

- КПД муфты, связывающей IV и V валы;

- КПД опор звёздочки.

КПД редуктора рассчитываем по следующей формуле:

(1.5)

где - КПД пары подшипников качения;

- КПД зубчатой передачи.

Определим КПД редуктора:

.

Определим КПД привода, принимая КПД муфт и , равными 1:

.

Зная мощность на рабочем звене и КПД привода, определим требуемую мощность электродвигателя:

Вт.

На основании выражения 1.1 принимаем ближайшее стандартное значение мощности электродвигателя:

N = 5,5 кН.


1.2 Выбор типа электродвигателя


Учитывая условия работы конвейера (большие пусковые нагрузки, запыленность рабочей среды), среди основных типов асинхронных электродвигателей трёхфазного тока выбираем двигатель типа АОП2 – электродвигатель закрытый обдуваемый с повышенным пусковым моментом. Исполнение закрытое, на лапах, без фланца.


1.3 Выбор частоты вращения вала электродвигателя


Выбор частоты вращения вала электродвигателя производят с учетом средних значений передаточных отношений отдельных передач. Определим передаточное отношение привода по разрешающей способности:

(1.6)

где , - передаточные отношения зубчатых передач.

На основании рекомендаций [1,7] принимаем:

==3...6.

В нашем случае:

.

Тогда

(1.7)

где - частота вращения рабочего звена, об/мин. Она равна:

= (1.8)

где - окружная скорость барабана, м/с;

- делительный барабана, мм.

= об/мин.

Зная частоту вращения рабочего звена и передаточное отношение редуктора по разрешающей способности, определим возможные частоты вращения вала ЭД:

об/мин.

Принимаем частоту вращения вала двигателя при известной мощности и типе двигателя, равной 965 об/мин.


Габаритные размеры, мм

Установочные размеры, мм

L

B1

B4

B5

H

L3

l

2C

2G

d

d4

h

468

318

238

165

361

108

80

254

178

38

14

160


Типо-размер АОП2

Nном,

кВт

n, об/мин при Nном

Мпуск/Мном

51-6

5,5

965

1,8

2 Кинематический расчёт


2.1 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

По известным частотам вращения электродвигателя и вала рабочего звена определим передаточное отношение редуктора:

.

По имеющимся рекомендациям в литературе разбиваем передаточное отношение по ступеням. Для зубчатого цилиндрического двухступенчатого редуктора:

. (2.1)

Найдем передаточное отношение для первой (быстроходной) ступени:

Найдем передаточное отношение для второй ступени:


2.2 Определение частот вращения на валах двигателя


об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин;

об/мин.


3 Определение крутящих моментов на валах привода


Крутящий момент на валу I рассчитываем по следующей формуле:

(3.1)

где - угловая скорость вала двигателя, 1/с.

Переход от частоты вращения вала к его угловой скорости осуществляется по нижеприведенной формуле, если частота имеет размерность об/мин, а угловая скорость – 1/c:

(3.2)

В нашем случае угловая скорость вала двигателя равна:

1/c.

Определим крутящий момент на валу I:

.

При определении крутящего момента на валу II следует учитывать потери мощности на муфте и паре подшипников качения на втором валу. Таким образом, рассчитыавть крутящий момент на валу II следует по формуле:

(3.3)

где - КПД пары подшипников качения на втором валу.

.

Крутящий момент на валу III рассчитываем по нижеприведенной формуле:

(3.4)

где - КПД зубчатой передачи первой ступени;

- КПД пары подшипников качения на третьем валу.

.

(3.5)

где - КПД зубчатой передачи второй ступени;

- КПД пары подшипников качения на четвертом валу.

.

(3.6)

где - КПД опор пятого вала.

.

4 Расчёт цилиндрических косозубых передач редуктора


4.1 Расчёт быстроходной ступени


4.1.1 Определение межосевого расстояния для быстроходной ступени


Межосевое расстояние определяется по следующей формуле, см. [1,стр. ]:

, (4.1)

где - коэффициент нагрузки; при несимметричном расположении колёс относительно опор коэффициент нагрузки заключён в интервале 1,11,3;

- коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию; для косозубых передач принимаем равным 0,25, см. [1, стр. 27].


4.1.2 Выбор материалов


Выбираем материалы со средними механическими характеристиками: согласно [1, стр.28] принимаем для шестерни сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 260; для колеса – сталь 45 улучшенную с твёрдостью НВ 280.


4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений


Допускаемые контактные напряжения определяются при проектном расчёте по формуле [1, стр.27]:

(4.2)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов. Значения определяются в зависимости от твердости поверхностей зубьев и способа термохимической обработки. Согласно [1, стр.27] при средней твёрдости поверхностей зубьев после улучшения меньше НВ350 предел контактной выносливости рассчитывается по формуле:

; (4.3)

- коэффициент долговечности; если число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают =1. В других условиях, когда эквивалентное число циклов перемены напряжений меньше базового , то, согласно [1, стр.28] вычисляют по формуле:

. (4.4)

Базовое число циклов определяют в зависимости от твёрдости стали: по [1, стр.27] при твёрдости стали НВ 200-500 значение возрастает по линейному закону от 107 до . Т.е. для НВ = 260 =, а для НВ = 280 =;

- коэффициент безопасности; согласно [1, стр.29] для колёс из улучшенной стали принимают =. В данной работе предлагаю использовать среднеарифметическое =1,15.


4.1.4 Определение эквивалентного числа циклов перемены напряжений


Эквивалентное число циклов перемены напряжений будем рассчитывать по формуле:

, (4.5)

где - частота вращения вала, мин-1;

t – общее календарное время работы привода с учётом коэффициента загрузки привода в сутки Kсут = 0,5 и год Kгод = 0,7, а также срока службы привода h = 8 лет;

часов;

T – момент, развиваемый на валу.

Применительно к нашему графику нагрузки: Т1 = Т при t1 = ;

Т2 = при t2 = 0,7t.

Определим по формуле 4.4 эквивалентные числа циклов перемены напряжений для валов II, III, IV:


=;

=;

=.

Так как во всех трёх случаях число циклов нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимаем =1.


4.1.5 Определение допускаемых напряжений для шестерни


Определяем допускаемые напряжения для шестерни Z1 по выражению 4.2:

Н/мм2.


4.1.6 Определение допускаемых напряжений для колеса


Определяем допускаемые напряжения для колеса Z2 по выражению 4.2:

Н/мм2.


4.1.7 Определение расчётного допускаемого контактного напряжения для косозубых колёс


Согласно [1, стр. 29] для непрямозубых колёс расчётное допускаемое контактное напряжение определяют по формуле:

, (4.6)

где и - допускаемые контактные напряжения соответственно для шестерни Z1 и колеса Z2.

Найдём расчётное допускаемое контактное напряжение, после чего стоит проверить выполняемость условия 1,23, см [1, стр. 29]:

Н/мм2;

так как 507,26 Н/мм2 Н/мм2, то проверочное условие выполняется.


4.1.8 Расчёт межосевого расстояния для быстроходной ступени


По выражению 4.1 рассчитаем межосевое расстояние, принимая :

=

= мм.

Округляем до стандартного значения по СТ СЭВ 229-75 = 125 мм, см. [1, стр. 30].


4.1.9 Определение модуля


Согласно [1, стр. 30] модуль следует выбирать в интервале :

= мм;

по СТ СЭВ 310-76, см. [1, стр. 30], принимаем 1,5.


4.1.10 Определение числа зубьев шестерни Z1 и колеса Z2


Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса по формуле, предложенной в [1, стр. 30]:

, (4.7)

где - угол наклона линии зуба; для косозубых передач принимают в интервале , см. [1, стр. 30].

Принимаем предварительно =100 и рассчитываем число зубьев шестерни и колеса:

;

принимаем =164.

Определяем число зубьев шестерни по формуле [1, стр. 30]:

; (4.8)

Принимаем =33.

Рассчитаем :

По полученным значениям оределяем передаточное отношение:

;

расхождение с ранее принятым не должно превышать 2,5%. Вычислим погрешность:

, что меньше 2,5%.

Определим уточнённое значение угла наклона зуба:

отсюда = 10,260.

После всех округлений проверим значение межосевого расстояния по следующей формуле, см. [1, стр. 31]:

; (4.9)

мм.


4.1.11 Определение основных размеров шестерни и колеса


Диаметры делительные рассчитываются по следующим выражениям, см. [1, стр. 38]:

; (4.10)

. (4.11)

мм;

мм.

Проверка: мм.

Вычислим диаметры вершин зубьев:

; (4.12)

; (4.13)

мм;

мм.

Диаметры впадин зубьев:

; (4.14)

; (4.15)

мм;

мм.

Ширина колеса:

; (4.16)

мм.

Ширина шестерни:

мм; (4.17)

мм= мм:

принимаем =35 мм.

4.1.12 Определение коэффициента ширины шестерни по диаметру


; (4.18)

.


4.1.13 Определение окружной скорости колёс и степени точности


; (4.19)

м/c.

Согласно [1, стр. 27] для косозубых колёс при до 10 м/с назначают 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-72.


4.1.14 Определение коэффициента нагрузки для проверки контактных напряжений


Коэффициент КН, учитывающий динамическую нагрузку и неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца, определяется следующим выражением, см. [1, стр. 26]:

, (4.20)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- динамический коэффициент.

По [1, стр. 32] находим:

= 1,07; = 1, 06; = 1,0.


4.1.15 Проверка контактных напряжений


Условие для проверочного расчёта косозубых передач, см. [1, стр. 26]:

; (4.21)

Н/мм2 = 499 Н/мм2.


4.1.16 Расчёт зубьев на выносливость при изгибе


Проверка зубьев быстроходной ступени на выносливость по напряжениям изгиба проводится по следующему выражению, см. [1, стр. 38]:

, (4.22)

где Ft - окружная сила, действующая в зацеплении;

, (4.23)

Н;

KF – коэффициент нагрузки;

, (4.24)

пользуясь таблицами 3.7 и 3.8 из [1, стр. 35-36], находим = 1,14 и = 1,1;

.

Коэффициент прочности зуба по местным напряжениям выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев:

для шестерни ; ;

для колеса ; .

Допускаемое напряжение вычисляем по формуле, см. [1, стр. 36]:

. (4.25)

По таблице 3.9 из [1, стр. 37] для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнулевом цикле изгиба

= 1,8 НВ;

для шестерни Н/мм2;

для колеса Н/мм2.

Коэффициент запаса прочности . По таблице 3.9 =1,75; =1.

Допускаемые напряжения и отношения :

для шестерни Н/мм2; Н/мм2;

для колеса Н/мм2; Н/мм2.

Найденное отношение меньше для шестерни, следовательно, дальнейшую проверку мы будем проводить для зубьев шестерни.

Определим коэффициент, учитывающий повышение прочности косых зубьев по сравнению с прямыми, см. [1, стр. 39]:

, (4.26)

где - угол наклона линии зуба;

.

= 0,75.

Проверяем зуб колеса по формуле 4.22:

Н/мм2,

что значительно меньше Н/мм2.


4.2 Расчёт тихоходной ступени


4.2.1 Определение межосевого расстояния для тихоходной ступени


Межосевое расстояние тихоходной ступени определяем по той же формуле 4.1, что и для быстроходной, принимая = 1,14, = 0,4, Н/мм2:

=

= мм.

Округляем до ближайшего значения по СТ СЭВ 229-75 = 160 мм, см. [1, стр. 30].


4.2.2 Выбор материалов


Для тихоходной ступени выбираем аналогичные материалы, что и для быстроходнодной: сталь легированную 30ХГС улучшенную с твердостью НВ 250 для шестерни с