Проект привода к цепному конвейеру (стр. 1 из 2)
ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ:
Спроектировать привод к цепному конвейеру по схеме (Рис. 1).
Мощность на ведомом колесе зубчатой передачи Р3 = 8 кВт
Угловая скорость вращения этого колеса ω3 = 1,5 ∙ π рад/с
Рис.1 Схема привода цепного конвейера
ВВЕДЕНИЕ
Машиностроению принадлежит среди других отраслей экономики, так как основные производственные процессы выполняют машины. Поэтому и технический уровень многих отраслей в значительной степени определяет уровень развития машиностроения.
Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности – для решения этих задач необходимо совершенствовать конструкторскую подготовку студентов высших учебных заведений.
Большие возможности для совершенствования труда конструкторов дает применение ЭВМ, позволяющее оптимизировать конструкции, автоматизировать значительную часть процесса проектирования.
Создание машин, отвечающим потребностям народного хозяйства должно предусматривать их наибольший экономический эффект и высокие тактико-технические и эксплуатационные показатели.
Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине:
- высокая производительность;
- надежность;
- технологичность;
- ремонтопригодность;
- минимальные габариты и масса;
- удобство эксплуатации;
- экономичность;
- техническая эстетика.
Все эти требования учитывают в процессе проектирования и конструирования.
I КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА
Выбор электродвигателя
Определение общего коэффициента полезного действия (КПД) привода:
 |
где η1 = 0,98 – КПД редуктора (червячной передачи);
η2 = 0,97 – КПД зубчатой цилиндрической прямозубой передачи;
η3 = 0,99 – КПД пары подшипников качения,
η4 = 0,8 – КПД цепной передачи
 |
Потребная мощность электродвигателя
 |
Частота вращения вала двигателя
nЭ = n3 ∙ uРЕД ∙ uЦИЛ
Где:
– частота вращения вала конвейера;uРЕД = 16…50 – интервал передаточных чисел редуктора;
uЦИЛ = 2,5…5 – интервал передаточных чисел цилиндрической передачи;
Тогда nЭ = 60 ∙ (16..50) ∙ (2,5..5) = 2400…15000 об/мин.
Соответственно полученным данным выбираем электродвигатель марки АИР160S2/2940, мощностью NЭ.Д. = 15 кВт и частотой вращения nЭ/Д. = 2940 об/мин. Угловая скорость вращения вала электродвигателя ωЭД = 304,58 рад/с, диаметр вала dВ = 28 мм.
Уточнение передаточных чисел привода:
Действительное передаточное число привода
 |
Полученное расчетом общее передаточное число распределяется между отдельными ступенями редуктора. Принимаем uРЕД. = 40, тогда передаточное число цилиндрической передачи uЦ.П. = 65,33 / 40 = 1,63.
Расчет вращающих моментов на валах привода:
Момент на ведомом колесе зубчатой передачи
Момент на выходе редуктора
Момент на червяке
Число оборотов на выходе редуктора
II РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ
Исходные данные:
Т2 = 1364,88 Н · м uРЕД = 40 n2 = 73,35 об/мин ω2 = 7,693 рад/с
Материалы червяка и колеса:
Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, то предварительно определяем ожидаемое ее значение:
Выбираем материал – бронзу
Группа I, БрОНФ 10 -1-1 (σВ = 285 МПа; σТ = 165 МПа; Сv = 0,8).
Допускаемые напряжения:
Коэффициент долговечности
где NHE = KHE · NK,
где коэффициент эквивалентности КНЕ = 0,416.
Суммарное число циклов перемены напряжений
NK = 60 · n2 · Lh = 60 · 73,35 · 10000 = 44,01 · 106
(где Lh = L · 365 · КГОД · 24 · КСУТ = 10000 ч)
Тогда NHE = 0,416 · 44,01 · 106 = 18,308 · 106.
Допускаемые контактные напряжения:
[σ]H =Cν · 0,9 · σВ = 0,8 · 0,9 · 285 = 205,2МПа
Допускаемые напряжения изгиба вычисляют для материала зубьев червячного колеса
[σ]F = KFL · [σ]Fo
где коэффициент долговечности
Коэффициенты NFE = KFE ∙ NK = 0,2 · 86 ∙ 106 = 17,2 · 106
Исходное допускаемое напряжение для материалов I-й группы:
[σ]Fo = 0,25 · σT + 0,08 · σB = 0,25 · 165 + 0,08 · 285 = 64,05 МПа
Тогда [σ]F = 1 · 64,05 = 64,05 МПа.
Межосевое расстояние:
Принимаем стандартное межосевое расстояние aW = 200 мм.
Основные параметры передачи:
Число зубьев колеса Z2 = Z1 ∙ u = 40 · 1 = 40
Предварительные значения:
- модуля передачи
принимаем m = 8 мм.
- коэффициента диаметра червяка
Коэффициент смещения
Размеры червяка и колеса
Диаметр делительный червяка d1 = q ∙ m = 10 ∙ 8 = 80 мм
Диаметр вершин витков dа1 = d1 + 2 ∙ m = 96 мм
Диаметр впадин df1 = d1 – 2,4 · m = 60,8 мм
Дина b1 нарезанной части червяка при Х = 0,5:
b1 = (11 + 0,06 ∙ Z2) ∙ m = 107,2 мм
при m = 8 мм увеличиваем b1 на 25 мм, т.е. принимаем b1 = 140 мм
Диаметр делительный колеса d2 = Z2 · m = 320 мм
Диаметр вершин зубьев da2 = d2 + 2 · m · (1 + X) = 336 мм
Диаметр впадин df2 = d2 – 2 · m · (1,2 – X) = 300,8 мм
Диаметр колеса наибольший daM2 ≤ da2 + 6 · m / (Z1 + 2) = 352 мм
Ширина венца b2 = ψa ∙ aW = 0,355 · 200 = 71 где ψa = 0,355 при Z1 = 2,
принимаем b2 = 75 мм.
Проверочный расчет передачи на прочность:
Скорость скольжения в зацеплении:
где
По полученному значению VCK уточняют допускаемое напряжение [σ]H.
Вычисляют расчетное напряжение:
где
– начальный диаметр червяка;KV – скоростной коэффициент. При V2 ≤ 3 м/с KV = 1. При V2 > 3 м/с коэффициент KV принимают равным коэффициенту KНV (табл. 1.5) для цилиндрических прямозубых колес твердостью НВ < 350 той же степени точности.
Расчётное контактное напряжение:
Коэффициент полезного действия передачи:
где γW – угол подъема линии витка на начальном цилиндре,
ρ – приведенный угол трения. Значения ρ принимают из таблицы 2.5 в зависимости от скорости скольжения:
ρ =
Силы в зацеплении:
Окружная сила на колесе
Окружная сила на червяке
Радиальная сила Fr = Ft2 · 0,364 = 3105,102 H
Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба:
Расчетное напряжение изгиба:
где KV = 1, – скоростной коэффициент (см. выше),
m и dW1 – в м;
YF – коэффициент формы зуба, который принимают в зависимости от
YF= 1.55
Тепловой расчет редуктора: