Завдання на проектування конвеєра

1. Завдання на проектування конвеєра

1.1. Завдання на проектування

Розрахувати привод стрічкового конвеєра з двоступінчатим горизонтальним циліндричним косозубим редуктором по слідуючим даним:

F_л=2 kH – зусилля на стрічці;

V_л=1.26 м/с – швидкість руху стрічки;

D_б=0,2 м – діаметр приводного барабана конвеєра.

Редуктор не реверсивний, призначається  для тривалої експлуатації. Робота однозмінна. Вали встановлені на підшипниках каченя.

1.2. Опис схеми приводу

Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра з двоступінчатим редуктором зображена на рис. 1

Рис. 1. Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра

1 – електродвигун;

2 – редуктор;

3 – муфти;

4 – стрічка конвеєра;

5 – приводний барабан.

Стрічка конвеєра 4 приводиться до руху від барабану 5 за рахунок сил  тертя. Обертання барабану здійснюється електродвигуном 1 через двоступінчатий зубчатий редуктор 2, який зменшує кутову швидкість електродвигуна, але обертальний момент на валу барабана. Вал барабану обертається у підшипниках. З’єднання валів двигуна, редуктора і барабана здійснюється муфтами 3.

2. Кінематичний розрахунок приводу і вибір двигуна

Для приводу стрічки конвеєра можна застосувати асинхронні електродвигуни трьохфазного току, які в залежності від числа пар полюсів мають частоту обертання 3000, 1500, 1000, 750 об/хв. (чи відповідно синхронну кутову швидкість 314; 157; 105; 78.5 рад/с, ω=πn/30)/ Для роботи стрічкового конвеєра електродвигун вибирають по номінальній потужності електродвигуна визначається за формулою:

, де

P_вих – потужність на вихідному валу редуктора. Р_вих=F*Y (кВт),

де F-зусилля на стрічці, кН;

V-швидкість стрічки, м/с;

η_заг – загальний коефіцієнт корисної дії привода,

 

де η₁=0,99 – ККД муфти;

η₂=0,98 – ККД пари зубчатих коліс;

η₃=0,99 – ККД кожної пари підшипників валів редуктора;

η₄=0,97 – ККД барабану;

η₅=0,97 – ККД підшипників барабану;

Тоді  

Приймемо по табл. 2.1 електродвигун  по типу 4А90L2УЗ потужністю Р_дв=3кВт, кутовою швидкістю ω=314рад/с (n=3000об/хв). Коефіцієнт проковзування S=4,3%

Передаточне відношення передачі:

ω_б – кутова швидкість барабану: 

Для двоступінчатого редуктора  передаточне відношення ,

де 

i₁ - передаточне відношення швидкісної ступені,

i₂ - передаточне відношення тихохідної ступені.

Передаточне відношення ступені вибирається в межах 1-10. Із таблиці стандартних значень (див. табл.. 2.2) приймаємо

i₁=5

i₂=5

тоді

(див. табл... 2.3).

Швидкість обертання, кутова швидкість проміжного вала редуктора

Результати записуємо в табл.. 2.4

 

Вал А	nА= nдв=3000	ωА= ωдв=314
Вал В	nВ=600	ωВ=63
Вал С	nС= nб=30	ωС= ωб=12,6

 

 

 

 

Визначаємо  крутні моменти на валу А:

На валу В:

На валу С:

3. Розрахунок зубчатих коліс редуктора

Для виявлення впливу твердості  зубців на розміри передачі приймаємо  матеріали зубчатих коліс швидкохідної ступені різними.

Для швидкохідної ступені приймаємо:

для шестерні сталь 45, ТМ – покращення, міцність НВ=230;

для колеса сталь 45, ТМ – покращення, але міцність на 30 одиниць нижче НВ 200 (табл.. 3.1, 3.2).

для тихохідної ступені приймаємо 

для тихохідної ступені приймаємо :

для шестерні сталь 40ХН, ТМ – об’ємна  закалка до твердості НRC 50;

для колеса сталь 40ХН, ТМ - об’ємна  закалка до твердості 45ХН;

1. Допустимі контактні напруження

, де

σ_Hlimb – межа контактної витривалості при базовому числі циклів.

 

По табл.. 3.2 для вуглецевих сталей з твердістю поверхонь зубців НВ<350 і ТМ (покращенням)

;

k_HL – коефіцієнт довговічності; при числі циклів напруження більше базового, що має місце при тривалій експлуатації редуктора, приймають k_HL=1;

коефіцієнт безпечності  =1,1

Для косозубих  коліс розрахункові допустимі контактні напруження

;

швидкохідна ступінь

Допустимі контактні напруження  для шестерні

Допустимі контактні напруження  для колеса

Тоді розрахункове допустиме контактне  напруження для швидкісної ступені

тихохідна ступінь

Коефіцієнт безпечності при  об’ємній закальці =1,2;

Допустимі контактні напруження для  шестерні

Допустимі контактні напруження для  колеса

Тоді розрахункове допустиме контактне  напруження для тихохідної ступені

2. Міжосьова відстань

 швидкохідна ступінь

Міжосьова відстань швидкісної ступені  визначається з розрахунку на контактну  міцність

, де

k_a = 43 для тихохідних коліс,

і₁ – передаточне відношення швидкохідної ступені

- допустиме контактне напруження  для швидкохідної ступені:

Т_В, Н*мм – крутний момент на валу в колеса;

 - коефіцієнт, який враховує нерівномірність навантаження на зуб по ширині колеса;

- динамічний коефіцієнт; у попередніх  розрахунках можна приймати  ;

- коефіцієнт ширини колеса; для  косозубої передачі 

Підставляємо значення

Приймаємо найближче більше значення міжосьової відстані швидкохідної ступені  відповідно ГОСТ 2185-88

тихохідна ступінь

Міжосьова відстань тихохідної ступені  визначається з розрахунку:

- передаточне відношення тихохідної  ступені;

, Н*мм – крутний момент валу С колеса;

- допустиме контактне напруження  для тихохідної ступені;

Підставляємо  в формулу значення:

Приймаємо найближче більше значення міжосьової відстані швидкохідної ступені  відповідно ГОСТ 2185-88

3. Нормальний модуль швидкохідної ступені

Приймаємо =1,25 (див. табл. 3.4)

4. Кут нахилу зубців коліс

Приймемо попередньо кут нахилу зубців коліс β=8..15̊, що відповідає cos β=0.99…0.966

5. Сумарне число зубців

Швидкохідна ступінь

Приймаємо =126;

Число зубців шестерні:

Приймаємо =21 ( повинно бути не менше 14)

Число зубців колеса

Тихохідна ступінь

Приймаємо =142

Число зубців шестерні:

Приймаємо =23

Число зубців колеса

6. Уточнення кута нахилу зубців

Швидкохідна ступінь

(обчислюють 5 знаків після коми)

Тихохідна ступінь

3.1. Основні розміри шестерні  і колеса швидкохідної ступені

Ділильний діаметр шестерні

Ділильний діаметр колеса

Перевірка

Діаметри вершин зубців

шестерні

колеса

Робоча ширина

колеса

шестерні

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі

При такій швидкості приймаємо 8-му ступінь точності

3.2. Основні розміри шестерні і колеса тихохідної ступені

Ділильний діаметр шестерні

Ділильний діаметр колеса

Перевірка

Діаметр вершин зубців

шестерні

колеса

Робоча ширина

колеса

шестерні

Визначаємо коефіцієнт ширини шестерні по діаметру:

Окружна швидкість коліс і ступінь точності передачі:

При такій швидкості приймаємо 8-му ступінь точності

Дійсне передаточне відношення

швидкохідної ступені:

Тихохідної ступені:

Дійсне передаточне відношення редуктора

Дійсна кутова швидкість барабану:

Не повинна відрізнятися ввід заданої більш ніж на ±4%, тобто:

3.3. Перевірка контактних напружень

швидкохідна ступінь

Контактні напруження

для швидкохідної ступені визначаються за формулою:

, де

- коефіцієнт навантаження; ;

Значення коефіцієнта  приведені в табл. 3.5. При , твердості HB<350 з несиметричним розташуванням коліс по відношенню до опор .

При і 8-ій ступені точності приймаємо (див табл. 3.6) по табл. 3.7 приймаємо

тихохідна ступінь

Контактні напруження

для тихохідної ступені визначаються за формулою:

, де

 

- коефіцієнт навантаження; ;

Значення коефіцієнта  приведені в табл. 3.5. При , твердості HB<350 з несиметричним розташуванням коліс по відношенню до опор .

При і 8-ій ступені точності приймаємо (див табл. 3.6) по табл. 3.7 приймаємо

3.4. Перевірка міцності зубців  по напруженням згину

Напруження згину зубця визначаються і перевіряються по формулі

, де

- окружна сила в зачепленні; , де

- крутний момент на шестерні, Н/мм;

- ділильний діаметр шестерні, мм;

- коефіцієнт навантаження; ; де

- коефіцієнт, який враховує нерівномірність  розподілу навантаження по довжині  зуба (коефіцієнт концентрації навантаження). Значення приведенні в табл. 3.8.

- коефіцієнт, який враховує динамічну  дію навантаження (коефіцієнт динамічності). Значення  приведенні в табл. 3.9.

- коефіцієнт, який враховує форму  куба. Значення коефіцієнта  вибирається по еквівалентному числу зубців z і приведенні в ГОСТ 21354-75 у виді графіків з урахуванням коефіцієнта зміщення. Для зубчатих коліс, які виконані без зміщення, коефіцієнт приведен в табл. 3.10.

- коефіцієнт компенсації похибки, яка виникає при використанні тієї ж розрахункової схеми зуба, що і в випадку прямих зубів. Цей коефіцієнт визначають по формулі

, де

- кут нахилу ділильної лінії  зуба.

- коефіцієнт, який враховує нерівномірність  розподілу навантаження поміж  зубцями. Для вузьких зубчатих  коліс, у яких коефіцієнт осьового перекриття

, .

При цей коефіцієнт визначають по формулі

, де

- коефіцієнт торцьового перекриття; ;

n – ступінь точності зубчатих  коліс.

Тоді 

b – ширина вінця зубчатого  колеса, зубці якого перевіряють  на згин.

- допустиме напруження згину.  Методика вибору допустимих напружень викладена в ГОСТ 21354-75. Для учбових цілей її можна спростити

, де

- межа витривалості при еквівалентному  числі циклів;

, де

- межа витривалості (при нульовому  циклі), яка відповідає базовому  числу циклів (табл. 3.11.)

- коефіцієнт, який враховує вплив  шліфування перехідних поверхонь  зубців; при відсутності шліфування  ;

- коефіцієнт, який враховує вплив  деформаційного упрочнення або  електрохімічної обробки перехідної  поверхні; при відсутності упрочнення  ;

- коефіцієнт, який враховує вплив  двостороннього прикладання навантаження; при односторонньому навантаженні ;

- коефіцієнт довговічності,  який залежить від співвідношення  базового і еквівалентного чисел  циклів. По  ГОСТ для всіх деталей базове число циклів становить тому цей коефіцієнт можна прийняти .

- коефіцієнт, який враховує градієнт  напружень, який залежить від  модуля; при значеннях модуля  від 1 до 8мм цей коефіцієнт змінюється від 1,1 до 0,92;