Расчет цепного конвейера (стр. 1 из 7)

Содержание

Введение

1.Энергетический и кинематический расчет привода

1.1 Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

1.2 Определение мощности на валах ,частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

2.Расчет передач

2.1 Расчет прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

2.2 Расчет закрытой ортогональной конической передачи

2.3 Расчет закрытой косозубой цилиндрической передачи быстроходной ступени

3.Расчет валов

3.1 Расчет быстроходного вала

3.1.1 Материалы и термообработка валов

3.1.2 Проектный расчет валов

3.1.3 Проверочный расчет валов

3.2.Расчет промежуточного вала

3.2.1 Материалы и термообработка валов

3.2.2 Проектный расчет валов

3.2.3 Проверочный расчет валов

3.3.Расчет промежуточного вала

3.3.1 Материалы и термообработка валов

3.3.2 Проектный расчет валов

3.3.3 Проверочный расчет валов

3.4.Расчет тихоходного вала

3.4.1 Материалы и термообработка валов

3.4.2 Проектный расчет валов

3.4.3 Проверочный расчет валов

4.Расчет и подбор подшипников

4.1.Расчет подшипников быстроходного вала

4.1.1 Выбор типа подшипников

4.1.2 Расчет подшипника

4.2.Расчет подшипников промежуточного вала

4.2.1 Выбор типа подшипников

4.2.2 Расчет подшипников

4.3.Расчет подшипников промежуточного вала

4.3.1 Выбор типа подшипников

4.3.2 Расчет подшипника

4.4.Расчет подшипников тихоходного вала

4.4.1 Выбор типа подшипников

4.4.2 Расчет подшипника

5.Расчет шпоночных соединений

5.1 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.2 Расчет шпоночного соединения промежуточного вала

5.3 Расчет шпоночных соединений тихоходного вала

5.3.1 Расчет соединения вал-ступица колеса

5.4 Расчет соединения вал-муфта

5.4.1 Расчет соединения вал-муфта на быстроходном валу

5.4.2 Расчет соединения вал-муфта на тихоходном валу

6.Подбор муфты

6.1 Подбор муфты на тихоходный вал

6.2 Подбор муфты на быстроходный вал

7.Выбор и обоснование способа смазки передач и подшипников

Литература

Введение

Проектный расчет цепного конвейера включает в себя электродвигатель АИР 71В2 ТУ 16-525.564-84 исполнение 1081, крутящий момент которого передается через муфту упругую со звездочкой 31,5-18-1-22-1 УЗ ГОСТ 14084-76 на редуктор. С помощью редуктора увеличивается крутящий момент и уменьшается частота вращения на приводном валу. От редуктора крутящий момент передается через муфту цепную 250-40-1,1 ГОСТ 20742-75 на тяговую звездочку. Электродвигатель с редуктором устанавливаются на раму изготовленной из швеллеров.

Станция приводная служит для привода цепного конвейера.

1. Энергетический и кинематический расчёт привода

Исходные данные

Р_эд - мощность электродвигателя, кВт

n_эд-частота вращения вала электродвигателя, мин^-1

U_общ – передаточное число редуктора

Р_эд = 1,1 кВт

n_эд = 2805 мин^-1

U_общ = 50

1.1 Разбивка общего передаточного числа по ступеням

Рассмотрим коническо-цилиндрическую часть как редуктор.

U_т= 1,1ÖU_ред=1,1

= 7,78

Согласуем со стандартными значением по СТ СЭВ 229-75

U_т = 8 [1]

U_б = 2,5 [1]

U_к.ц. = 8×2,5=20= U_т

U_б = U_ред/U_т = 50/20 = 2,5

Согласуем со стандартными значением по СТ СЭВ 229-75

U_б^ст = 2,5

Назначим электродвигатель 71В2 ТУ16-525.564-84. Исполнение 1081. Р_эд=1,1кВт, n=2805мин^-1

1.2 Определение мощности на валах, частоты вращения валов и крутящих моментов на валах

Мощности на валах определяют через мощность электродвигателя

P₁ = P_э× ף_м =1,1 × 0,98 = 0,98 кВт

P₂ = P₁× ף_ц.п. = 1,078 × 0,97 = 1,046 кВт

P₃ = P₂× ף_к.п. = 1,046 × 0,96 = 1,004 кВт

P₄ = P₃× ף_ц.п. = 1,004 × 0,97 = 0,974 кВт

Частоты вращения валов могут быть определены через частоту вращения вала электродвигателя. Если вал редуктора непосредственно соединяется с валом электродвигателя, то

n₁ = n_э =2805 мин^-1

n₂ = n₁ /u₂ = 2805/2.5 = 1122 мин^-1

n₃ = n₂ /u₃ = 1122/2,5 = 448,8 мин^-1

n₄ = n₃ /u₄ = 448,8/8 = 56,1 мин^-1

Крутящие моменты определяются по формуле:

T_i = 9550 ×P_i/n_i, Н×м

где T_i - крутящий момент на i-том валу, Н • м;

Р_i - мощность на i-том валу, кВт;

n - частота вращения i-того вала, мин^-1

T₁ = 9550 ×P₁/n₁ = 9550 ×1,078/2805 = 3,67. Н×м

T₂ = 9550 ×P₂/n₂ = 9550 ×11,046/1122 =8,9 Н×м

T₃ = 9550 ×P₃/n₃ = 9550 ×1,004/448,8 = 21,364. Н×м

T₄ = 9550 ×P₄/n₄ = 9550 ×0,974/56,1 = 165,806 Н×м

Результаты произведенных расчетов, в соответствии с таблицей 1, являются исходными данными для последующих расчетов передач.

Таблица 1. Результаты расчётов.

Валы	Мощности на валах, кВт	Частоты вращения валов, мин-1	Крутящие моменты на валах, Нм	Передаточные числа передач
1234	1,0781,0461,0040,974	28051122448,856,1	3,678,921,364165,806	502,52,58

2. Расчёт передач

2.1 Расчёт прямозубой цилиндрической передачи тихоходной ступени

Исходные данные:

T₁ = 21,36 Н×м;

Т_г = 165,81 Н×м;

n₁ = 448,8 мин^-1

n₂ = 56,1 мин^-1

u = 8

L = 5 лет

К_с = 0,33 [1]

K_Г = 0,5 [1]

Выбор материала и термической обработки колес.

Шестерня -Сталь 45 -улучшение, Н = 269-302 НВ

Колесо -Сталь 45 - улучшение, Н =235-262НВ

Определение допускаемых напряжений

Определяем срок службы передачи

Срок службы передачи t_Σ, ч, определяют по формуле:

t_Σ = L× 365 ×K_г× 24 × К_с = 5×365×0,5×24×0,33 = 7227 часов

Определение допускаемых напряжений на контактную прочность

[σ]_HO допускаемое напряжение, МПа, определяется по формуле:

[σ]_H = [σ]_HO×Z_N

где [σ]_HO базовое допускаемое напряжение, МПа;

Z_N-коэффициент долговечности

Базовые допускаемые напряжения [σ]_HO для зубчатых колес, работающих при постоянном режиме в зоне горизонтального участка кривой усталости, определяются по формуле:

[σ]_HO =σ_Hlim× Z_R × Z_V/S_H,

где σ_Hlim - длительный предел контактной выносливости, определяемый в зависимости от термообработки и группы материалов, МПа;

Z_R- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей Z_R= 0,95;

Z_V - коэффициент, учитывающий влияние скорости,Z_V = 1[1]

S_H- коэффициент запаса прочности, S_H =1,2 - при однородной структуре материала;

Коэффициент долговечности Z_N определяется по формуле:

Z_N = ÖN_HO/N_HE>1,

где N_HO- базовое число циклов нагружения;

N_HE- эквивалентное число циклов нагружения;

т - показатель степени кривой усталости поверхностныхслоев зубьев, т=6.

Базовое число циклов нагружения N_HOпринимается равным

N_HO = HB³ < 12×10⁷

Эквивалентное число циклов нагружения N_HE определяется по зависимости:

N_HE = 60 × n × t_S×S ( T_i /T_H)^m/2× t_i/t =60 × n × t_SS(a₁b₁³ + a₂b₂³ + a₃b₃³)

где a, b - коэффициенты с графика нагрузки

Шестерня

[σ]_HO = (2×285,5+70)×0,95×1/1,2 = 507,5МПа

N_HO = 285,5³ = 2,33×10⁷

N_HЕ = 60×448,8×7227(0,25×1³+0,25×0,7³+0,25×0,5³+0,25×0,3³) = 7,27×10⁷МПа

Z_N = 1,т.к. N_HЕ>N_HО

[σ]_H1 = 507,5Мпа

Колесо

[σ]_HO = (2×248,5+70)×0,95×1/1,2 = 448,9Мпа

N_HO = 248,5³ = 1,53×10⁷

N_HE =60×56,1×7227(0,25×1³+0,25×0,7³+0,25×0,5³+0,25×0,3³) =8,27×10⁶

Z_N=

=1,36

[σ]_H2 = 448,9×1,36 = 610,5Мпа

За расчётное принимаем наименьшее

[σ]_H1 = 507,5Мпа

Определение допускаемых напряжений при расчёте зуба на изгиб допускаемое напряжение на изгиб [σ]_F, МПа, определяется по формуле:

[σ]_F = [σ]_FО×Y_A×Y_N

где [σ]_FО- базовые допускаемые напряжения изгиба при нереверсивной нагрузке, МПа;

Y_A- коэффициент, вводимый при двустороннем приложении нагрузки: Y_A=1[1]

Базовые допускаемые напряжения на изгиб [σ]_FОдля зубчатых колес, работающих в зоне горизонтальной ветви кривой усталости при нереверсивной нагрузке, определяются по формуле:

[σ]_FО = σ_Fim×Y_R×Y_X×Y_б/S_F

где σ_Fim - предел выносливости, определяемый на зубьях при отнулевом цикле, МПа;

Коэффициент долговечности Y_Nопределяют как:

Y_N= ÖN_FO/N_FE>1

где N_FO- базовое число циклов нагружения,N_FO =4×10⁶

N_FЕ - эквивалентное число циклов нагружения;

т ~ показатель степени кривой выносливости;

т=6-улучшение, нормализация, азотирование;

Эквивалентное число циклов нагружения N_FЕопределяются по формуле:

N_FЕ = 60× n × t_SS(T_i/T_H)^m× t_i/t =

60 × n × t_SS(a₁b₁^m+ a₂b₂^m+ a₃b₃^m}

Шестерня

[σ]_FО =1,75×285,5×1×1×1/1,7 =293,9МПа

N_FЕ = 60×448.8×7227(0,25×1⁶+0,25×0,7⁶+0,25×0,5⁶+0,25×0,3⁶) = 5.52×10⁷