Розрахунок приводу стрічкового конвеєра

Зміст

Введення

1. Кінематичний і силовий розрахунок привода

1.1 Визначення потужності на валу виконавчого органу

1.2 Визначення розрахункової потужності на валу двигуна

1.3 Визначення частоти обертання валу виконавчого механізму і двигуна

1.4 Вибір електродвигуна

1.5 Визначення передатного відношення приводу розрахунок силових і кінематичних параметрів приводу вибір редуктора

2. Вибір муфти

3. Проектування відкритої передачі

3.1 Результати розрахунку клиноремінною передачі на ЕОМ

4. Проектування виконавчого органу

4.1 Проектний розрахунок валу

4.2 Підбір підшипників і шпонок

4.3 Перевірочний розрахунок вала на статичну міцність по еквівалентному моменту

4.4 Перевірочний розрахунок підшипників на довговічність

4.5 Перевірочний розрахунок шпоночно з'єднання

4.5.1 Перевірочний розрахунок шпонки валу під муфту

4.5.2 Перевірочний розрахунок шпонки валу в місці з'єднання валу з барабаном

Список використаних джерел

_{Введення}

У цій роботі виконано проектування приводу стрічкового конвеєра за заданими параметрами: окружний швидкості, окружного зусилля і діаметра барабана виконавчого органу, а також параметрів режиму роботи, терміну служби і короткочасних пікових перевантажень в приводі. В ході курсової роботи по розрахункових обертаючим моментів, частотам обертання і потужностей на волах були обрані стандартні: електродвигун, редуктор і компенсує муфта. Так само були виконані проектувальні розрахунки виконавчого органу, і розрахунок на ЕОМ клиноремінною передачі.

_{1. Кінематичний і силовий розрахунок привода}

Вибір електродвигуна і редуктора

_{1.1 Визначення потужності на валу виконавчого органу}

Потужність P _4, кВт, на валу виконавчого органу визначається за формулою:

,

де F _t - окружне зусилля, Н;

v _t - окружна швидкість, м / с (див. рис.1).

_{1.2 Визначення розрахункової потужності на валу двигуна}

Розрахункова потужність на валу двигуна Р _1, кВт, визначається з урахуванням втрат в приводі:

,

де η - загальний ККД приводу рівний

η ₁ - ККД відкритої клинопасової передачі, η ₁ = 0,95 [1, табл.1];

η ₂ - ККД швидкохідної щаблі закритою зубчастої конічної передачі, η ₂ = 0,96;

η ₃ - ККД тихохідної щаблі закритою зубчастої циліндричної передачі η ₃ = 0,97;

При цьому:

_{1.3 Визначення частоти обертання валу виконавчого механізму і двигуна}

Частота n _4, хв ^-1, обертання вала:

де D - діаметр барабана стрічкового конвеєра, мм;

Рисунок 1 - Кінематична схема приводу стрічкового конвеєра: 1 - електродвигун, 2 - ремінна передача, 3 - двоступінчастий конічної-циліндричний редуктор, 4 - компенсує муфта, 5 - вузол барабана.

Частота n _1, хв ^-1, обертання валу електродвигуна обчислюється за формулою:

,

де i - передавальне відношення приводу,

i ₁ - передавальне відношення відкритої ремінної передачі, i ₁ = 2 ... 3 [1, табл.1];

i ₂ - передаточне відношення першого ступеня закритою зубчастої конічної-циліндричної передачі, i ₂ = ₂ ... 3;

i ₃ - передавальне відношення другого ступеня закритою зубчастої циліндричної передачі, i ₃ = ₃ ... 6;

За формулою (1.5) отримаємо інтервал оптимальних частот обертання валу двигуна:

_{1.4 Вибір електродвигуна}

Виходячи з необхідної потужності та інтервалу оптимальних частот обертання, вибираємо електродвигун - АІР100L2 (рис.2). Потужність Р _ДВ = 5,5 кВт з синхронною частотою обертання рівної 3000 хв ^-1. Номінальна асинхронна частота обертання n ₁ валу обчислюється за формулою:

Де n _c - Синхронна частота обертання, хв ^-1, n _c = 3000 хв ^-1 [2]; S - відносне ковзання валу,%, S = 5%;

Перевіримо умову працездатності при пуску:

де - Кратність пускового моменту двигуна ;

- Короткочасних пікових перевантажень в приводі, = 1,5;

2,31> 1,5 - умова виконується.

Рисунок 2 - Ескіз електродвигуна АІР100 L 2 IM 1081

_{1.5 Визначення передатного відношення приводу розрахунок силових і кінематичних параметрів приводу вибір редуктора}

Передаточне відношення приводу i обчислюється за формулою:

,

Підставивши, значення отримаємо:

Призначаємо передавальне відношення i ₁ відкритої передачі таким чином, щоб воно ділило табличне значення інтервалу передавальних відносин в тому ж співвідношенні, в якому частота обертання вибраного електродвигуна ділить інтервал оптимальних частот обертання. Для цього складемо пропорцію:

Підставивши значення, знаходимо i _1: i ₁ = 2,65.

Таким чином, передавальне відношення редуктора i _p обчислюємо наступним чином:

Округлюємо значення передатного відношення редуктора до найближчого значення в таблиці стандартних конічної-циліндричних редукторів за ГОСТ 27142-86 i _p = 14. Тоді передавальне відношення клинопасової передачі одно:

Зв'язок між потужністю попереднього і подальшого валів виражаються залежністю:

j = 1, 2 ... k -1, де k - порядковий номер виконавчого механізму на кінематичній схемі приводу (див. Малюнок 1);

Зв'язок між частотою обертання попереднього і подальшого валів виражаються залежністю:

j = 1, 2 ... k -1,

Тоді частота обертання 2-го валу буде дорівнює:

Обертаючі моменти обчислимо за формулою:

j = 1,2 ... k,

Обчислимо обертаючі моменти на всіх валах:

Обчислені параметри запишемо в таблицю.

Таблиця 1 - Силові та кінематичні параметри приводу

Виходячи з розрахованих обертаючого моменту на вихідному валу і частоти обертання на вхідному валу, вибираємо стандартний конічної-циліндричний редуктор за ГОСТ 27142-86 типорозміру КЦ1-200 Т _вих = 750 Нм при n _вх = 1000 хв ^-1.

Рисунок 3 - Ескіз редуктора

_{2. Вибір муфти}

Виходячи з розрахованих параметрів обертаючого моменту на вхідному валу і технічного завдання, вибираємо компенсуючу ланцюгову однорядну муфту за ГОСТ 20742 - 81, розраховану на максимальний обертаючий момент рівний 1000 Нм, що допускає кутове зміщення осей з'єднувальних валів до 1 ° і радіальний зсув від 0,5 до 1,2 мм.

Ці муфти відрізняє можливість використання серійно виготовлених ланцюгів, невеликі габаритні розміри, простота монтажу без осьових зсувів з'єднуються валів, здатність компенсувати радіальні та кутові зміщення валів за рахунок взаємних переміщень деталей муфти та наявності зазорів. Через наявність в ланцюгових муфтах значних зазорів їх не застосовують у реверсивних приводах і приводах з великими динамічними навантаженнями.

Рисунок 4 - Ескіз муфти.

_{3. Проектування відкритої передачі}

_{3.1 Результати розрахунку клиноремінною передачі на ЕОМ}

У порівнянні з іншими видами передач ремінні мають ряд істотних переваг: можливість передачі руху на порівняно великі відстані без особливого збільшення маси передачі; простота конструкції та експлуатації; плавність ходу і безшумність роботи; еластичність приводу, що пом'якшує коливання навантаження і що оберігає від значних перевантажень за рахунок ковзання ; менша початкова вартість.

Слід відзначити і недоліки, властиві ремінним передачам: порівняно невеликі передаються потужності (зазвичай до 50 кВт); мінливість передавального відносини; значні габарити; підвищені навантаження на вали та опори; необхідність натягу ременя в процесі експлуатації; мала довговічність ременів, особливо швидкохідних передачах.

_{4. Проектування виконавчого органу}

_{4.1 Проектний розрахунок валу}

Приймаються мінімальний діаметр валу рівним діаметру вихідного кінця редуктора. D = 45 мм.

Діаметр цапф вала в місцях установки підшипників d _П, мм визначаємо за формулою:

де t ₂ - глибина паза в маточині, мм, t ₂ = 3,8 мм.

для більш кращого торцевого фіксування муфти приймемо: d _П = 60 мм.

Діаметр буртика для підшипника № 1212 за ГОСТ 20226-82 (67,0 мм <d _БП <71,0 мм) приймемо d _БП = 70 мм:

Діаметр цапф вала в місцях установки барабана приймемо: d _В = 65 мм.

_{4.2 Підбір підшипників і шпонок}

Виходячи з геометричних параметрів муфти і вала під муфтою, визначаємо розміри шпонки валу під муфту:

Шпонка призматична для діаметра валу d = 45 мм:

висота шпонки h = 9 мм;

ширина шпонки b = 14 мм;

довжина шпонки l = 70 мм;

глибина паза валу t ₁ = 6 мм;

глибина паза маточини t ₂ = 3,8 мм.

Виходячи з геометричних параметрів валу, в місці з'єднання його з барабаном визначаємо розміри шпонки валу під барабаном.

Шпонка призматична для діаметра валу d = 60 мм:

висота шпонки h = 11 мм;

ширина шпонки b = 18 мм;

довжина шпонки l = 100 мм;

глибина паза валу t ₁ = 7 мм;

глибина паза маточини t ₂ = 4,4 мм.

Малюнок 6 - Ескіз шпоночно з'єднання.

Для опор валу виконавчого органу застосуємо кулькові радіальні сферичні дворядні підшипники (ГОСТ 28428 - 90), з-за можливих перекосів опор підшипників. Призначаємо підшипники легкої серії № 1212.

діаметр отвору d _П = 60 мм;

діаметр зовнішнього кільця D = 110 мм;

ширина подшіпнікаВ = 22 мм;

координата фаски r = 2,5 мм;

динамічна радіальна вантажопідйомність C _r = 30,0 кН;

статична радіальна вантажопідйомність C _{0 r} = 16,0 кН.

Малюнок 7 - Ескіз підшипника.

_{4.3 Перевірочний розрахунок вала на статичну міцність по еквівалентному моменту}

Окружна сила діє на барабан з боку ременя задана в технічному завданні: F _t = 3500 Н

Сила натягу ременя на ненавантаженої стороні рівна:

S ₂ = ^0,25. F _t = 0,25 ^.3 500 = 875 Н

Сила натягу на навантаженої стороні рівна:

S ₁ = F _t + S ₂ = 3500 + 875 = 4375 Н

Загальна сила, що діє на барабан з боку ременя:

Q = S ₁ + S ₂ = 875 + 4375 = 525 0 Н

З рівняння моментів знайдемо сили F _A і F _В:

Оскільки схема навантаження симетрична то F _A = F _В = 2625 Н.

У нашому випадку на вал діють сила натягу ременя Q і крутний момент Т, тоді формула для визначення еквівалентного моменту прийме вигляд:

З розрахункової схеми (Малюнок 8) видно, що небезпечним перетином є перетин D, так як в цьому перерізі одночасно докладено максимальних крутний і згинальні моменти.

Т _D = 638,94 Нм

М _D = 0,111.2625 = 291,38 Нм

Тоді:

Максимальна еквівалентна напруга дорівнює:

де d _D - Діаметр вала в перерізі D, мм.

Тоді:

Малюнок 8 - Розрахункова схема вала виконавчого органу

Допустиме напруження [σ], МПа:

де K _р - коефіцієнт режиму роботи, K _р = 1,8;

[Σ _і] - допустима напруга вигину, МПа.

де σ _Т - межа текучості матеріалу (Сталь 40Х), σ _Т = 640 МПа;

[N] - коефіцієнт запасу, [n] = 2.

Тоді:

25,57 МПа ≤ 177,78 МПа, - умова виконується.

_{4.4 Перевірочний розрахунок підшипників на довговічність}

F _r = F _A = F _В = 2625 Н;

Х-коефіцієнт радіального навантаження, Х = 1;

е-коефіцієнт осьового навантаження, е = 0, 19;

Визначимо еквівалентну динамічне навантаження:

P _r = VXF _r K _Б K _Т,

де V - коефіцієнт внутрішнього кільця, V = 1;

До _Т - температурний коефіцієнт, К _Т = 1;

До _Б - коефіцієнт безпеки, К _Б = 1,3.

P _r = 1.1.2625 ^.1, 3.1 = 3412,5 Н.

Визначаємо за рівнем надійності та умовами застосування розрахунковий ресурс підшипника:

гдеa ₁ - коефіцієнт довговічності, a ₁ = _1;

a ₂₃ - коефіцієнт, що враховує вплив на довговічність особливих властивостей матеріалу, a ₂₃ = 0,3;

Порівнюємо з необхідним ресурсом = 9500, год:

Умова виконується, отже підшипник 1212 - придатний.

_{4.5 Перевірочний розрахунок шпоночно з'єднання}

_{4.5.1 Перевірочний розрахунок шпонки валу під муфту}

Умова працездатності шпонки валу:

Десь-передаваний момент, Т = 638.94Нм;

d - діаметр валу, d = 45 мм;

l _р - робоча довжина шпонки, мм: l _р = l - b = 70 - 14 = 56 мм;

k - глибина врізання шпонки, мм: k = h - t ₁ = 9 - 5,5 = 3,5 мм.

[Σ _{см]-напруга,} що допускається зминання, [σ _см] <180 МПа.

Січень 1944, 5 МПа <180 МПа

умова виконується.

_{4.5.2 Перевірочний розрахунок шпонки валу в місці з'єднання валу з барабаном}

Умова працездатності шпонки валу:

Десь-передаваний момент, Т = 638.94Нм;

d - діаметр валу, d = 60 мм;

l _р - робоча довжина шпонки, мм: l _р = l - b = 100 - 18 = 82 мм;

k - глибина врізання шпонки, мм: k = h - t ₁ = 11 - 7 = 4 мм.

[Σ _{см]-напруга,} що допускається зминання, [σ _см] <180 МПа.

64, 9 МПа <180 МПа - умова виконується.

Шпонкових з'єднань показано на малюнку 6.

_{Список використаних джерел}

1. Устіновсій Є.П., Шевцов Ю.О., Яшков Ю.К., Уланов А.Г. Багатоваріантне проектування зубчастих циліндричних, конічних і черв'ячних передач з застосуванням ЕОМ: Навчальний посібник до курсового проектування з деталей машин. - Челябінськ: ЧДТУ, 1992.

2. Довідник конструктора - машинобудівника: У 3 т. - 8-е изд., Перераб. і доп. Під ред. І.М. Жесткова. - М.: Машинобудування, 2001.

3. Дунаєв П.Ф., Льоліком О.П. конструювання вузлів і деталей машин: Вчене посібник для техн. спец. вузів. - 6-е вид., Ісп. - М.: Вищ. шк., 2000. - 477с., Іл.

4. Ряховський О.А., Іванов С.С. Довідник з муфтам. - Л.: Політехніка, 1991. - 384 с.: Іл.

5. Сохрін П.П., Устинівський Є.П., Шевцов Ю.О. Технічна документація по курсовому проектуванні з деталей машин і ПТМ: Вчене посібник. - Челябінськ: Ід. ЮУрГУ, 2001. - 67 с.

6. Чурюкін В.А., Яшков Ю.К. Позначення конструкторської документації: Вчене посібник. - Челябінськ: ЧДТУ, 1986. - 61 с.

7. Сохрін П.П., Кулешов В.В. Проектування валів: Навчальний посібник. Челябінськ: Вид. ЮУрГУ, 2000. - 94 с.

8. Сохрін П.П. Проектування ремінних передач: Вчене посібник: Челябінськ: ЧДТУ, 1997. - 94 с.