Проектирование привода ленточного транспортёра

Содержание
Введение
1.Энергокинематический расчет привода на ЭВМ
1.1.Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ
1.2. Расчет и предварительный анализ полученных результатов
2. Выбор материала и термообработки передач редуктора
3. Проектирование редуктора на ЭВМ
3.1. Подготовка исходных данных
3.2. Анализ результатов расчета и окончательный выбор марки электродвигателя
4. Расчет и конструирование валов
4.1 Ведущий вал
4.2. Промежуточный вал
4.3 Ведомый вал
5.Конструктивные размеры колёс
6. Конструктивные размеры элементов крышки и корпуса редуктора
7. Эскизная компоновка редуктора
8. Расчет подшипников на ЭВМ
8.1. Подготовка исходных данных
8.2. Расчетные схемы валов
8.3. Анализ результатов расчета и выбор подшипников
9. Выбор и расчет шпонок
9.1. Быстроходный вал
9.2. Промежуточный вал
9.3. Тихоходный вал
10. Расчет вала на выносливость
10.1. Подготовка исходных данных
10.2. Анализ результатов расчета
11. Смазка редуктора
12. Выбор посадок
13. Выбор муфт
13.1. Выбор муфты для выходного вала.
13.2. Выбор муфты для ведомого вала.
Заключение
Литература
Введение
Ведущая роль машиностроения среди других отраслей народного хозяйства определяется тем, что основные производственные процессы во всех отраслях промышленности, строительства и сельского хозяйства выполняют машины и механизмы. Одним из наиболее широко применяемых механизмов является редуктор.
Редуктор – это механизм, предназначенный для понижения угловой скорости и увеличения передаваемого момента в приводах от двигателя к рабочей машине. Основными узлами механизма являются зубчатые передачи, валы, подшипники и корпус редуктора.
Проектируемый редуктор – двухступенчатый, коническо-цилиндрический.
Редуктор имеет три вала: горизонтально расположенный ведущий (быстроходный) вал, на котором установлена коническая шестерня и два горизонтальных вала, перпендикулярных ведущему валу. Шестерни обоих передач выполнены заодно с валом, типа вал шестерни. Все валы редуктора установлены на шарикоподшипниках.
Основным достоинством редуктора является большая нагрузочная способность, постоянство передаточного числа, высокий КПД, хотя и имеются недостатки: высокие требования к точности изготовления и монтажа зубчатых передач (особенно конической), шум при работе.
Целью данного курсового проекта является разработка привода ленточного транспортера.
При работе над проектом, основная часть расчетов производится на ЭВМ с использованием программ:
EDIU1 – энергокинематический расчёт привода;
RED1 – расчёт редуктора;
POD1 – расчёт подшипников;
VAL1 – расчёт вала на выносливость.
Остальные расчеты сводятся к подготовке исходных данных для расчета на ЭВМ, анализу результата расчета, а так же к конструированию элементов передач.
Привод транспортера монтируется на отдельной раме, что позволяет проводить его сборку, наладку независимо от транспортера и обеспечивает удобство ремонта и обслуживания. Привод состоит из асинхронного электродвигателя и редуктора, установленных на общей раме. Для передачи крутящих моментов от вала электродвигателя к входному валу редуктора, а так же от выходного вала редуктора к ведущему валу транспортера, используются компенсирующие муфты.
1.Энергокинематический расчет привода на ЭВМ
В общем машиностроении большинство машин приводят в движение трехфазным асинхронным электрическим двигателем переменного тока. Целью энергокинематического расчета является подбор электродвигателя на основании потребляемой мощности, а также определения передаточных чисел всех ступеней привода, исходя из частот вращения электродвигателя и вала исполнительного органа машины.
1.1.Подготовка исходных данных для расчета на ЭВМ
Расчет выполняется на ЭВМ по программе EDIU1. Необходимые для расчета данные оформляются в таблицу 1.1. При этом из задания берут следующие данные: 1) Окружное усилие на приводном валу конвейера Р=2400 Н - из исходных данных. 2) В соответствии с принятыми обозначениями, обозначаем:
Тип конвейера (ленточный) - 1;
Тип привода (только редуктор) - 1;
Тип редуктора (двухступенчатый коническо-цилиндрический) - 6; 3) Скорость ленты конвейера V=0,8 м/с - из исходных данных. 4) Твердость шестерни быстроходной передачи HRC 48. 5) Твердость шестерни последующих передач HRC 48. 6) Общий коэффициент полезного действия ? рассчитывается с учетом потерь мощности в подшипниковых парах, в зубчатых зацеплениях и муфте.
На основании анализа кинематической схемы:
[pic], где V ?подш =0,99 - КПД подшипников качения; V ?м=0,99 - КПД муфты; V ?кон=0,96 - КПД конической передачи;[pic] V ?цил=0,97 - КПД цилиндрической передачи.
[pic][pic] 7) Передаточное число открытой передачи (электродвигатель – редуктор) – 1. 8) Передаточное число открытой передачи (редуктор – приводной вал) – 1. 9) Диаметр барабана D=375 мм - из исходных данных. 10) Ширина барабана b=300 мм - из исходных данных.
1.2. Расчет и предварительный анализ полученных результатов
Для расчета используем программу EDIU1. Результаты энергокинематического расчета приведены в распечатке, полученной на ЭВМ (табл. 1.2). Дальнейший расчет будем производить по двум электродвигателям, т. к. двигатели марки 4А80В2 и 4А90L4 не позволяют реализовать требуемое передаточное отношение привода. Окончательный выбор оптимального варианта марки электродвигателя выполняется после расчета передач редуктора на основе анализа его компоновочной схемы.
2. Выбор материала и термообработки передач редуктора
При выборе материалов шестерни и колеса рекомендуется выбирать сталь одной и той же марки, но обеспечивать соответствующую термическую обработку. Твердость поверхности зубьев шестерни на 20-30 единиц Бринелля выше, чем колеса.
Для изготовления зубчатых колёс выбираем из таблицы 2 "Механические характеристики и виды термообработки деталей для изготовления зубчатых колёс" [1] сталь 40Х, которая подвергается термической обработке – улучшению или закалке ТВЧ. Выбор стали 40Х обусловлен тем, что производство мелкосерийное. Чистовое нарезание зубьев производится после термической обработки. Колёса этой группы быстро прирабатываются и не подвержены хрупкому излому. Три вида термообработки передач представлены в таблице 2.1.
Таблица 2.1.
Рекомендуемые сочетания твердостей и термообработки |Зубчатый элемент |Термообработка, твердость | | |? |?? |??? | |Шестерня |Улучшение |Улучшение +ТВЧ |Улучшение +ТВЧ | | |HB=269…302 |HRC=45…50 |HRC=45…50 | | |?т =750 МПа |НВ 269…302 |НВ 269…302 | | |?в =900 МПа |?т =750 МПа |?т =750 МПа | | | |?в =900 МПа |?в =900 МПа | |Колесо |Улучшение |Улучшение |Улучшение +ТВЧ | | |HB=235…262 |HB=235…262 |HRC=45…50 | | |?т =640 МПа |?т =640 МПа |НВ 269…302 | | |?в =790 МПа |?в =790 МПа |?т =750 МПа | | | | |?в =900МПа |
3. Проектирование редуктора на ЭВМ
3.1. Подготовка исходных данных
Расчет выполняем на ЭВМ по программе RED1. Общие исходные данные для расчета редуктора представлены в таблице 3.1
1) Число вариантов по передаточному числу – 2 (определяем по числу подходящих электроприводов); число вариантов по твердости зубьев - 3, т.к. 3 варианта термообработки.
2) Тип редуктора – 6.
3) Ресурс работы редуктора t определяем исходя из формулы:
[pic], где > Кгод=0,8 – коэффициент годового использования привода; > Ксут=0,29 – коэффициент суточного использования привода; > L=6 лет – срок службы привода.
4) Коэффициент ( определяется по графику нагрузки и равен:
[pic]
(1=1; (2=0,5; (3=0; (4=0.
5) Коэффициент ( определяется по графику нагрузки и равен:
[pic]
(1=0,15; (2=0,85; (3=0; (4=0. Исходные данные для расчета передач редуктора приведены в таблице 3.2.
1) Порядковый номер ступени передачи:
1 – коническая передача; 2 – цилиндрическая передача.
2) Тип передачи:
2 – коническая передача; 4 – цилиндрическая передача.
3) Расчет мощности на валу колеса конической передачи Р2 ведется с учетом КПД и мощности электродвигателя по формуле:
[pic], где . Рэ=2,2 – мощность электродвигателя; . (м=0,99 – КПД муфты; . ?к=0,96 – КПД конической передачи; . ?подш=0,99 – КПД пары подшипников качения.
4) Коэффициент ширины по межосевому расстоянию цилиндрической передачи: (ва=0,315.
5) Частота вращения вала шестерни конической передачи выбирается из результатов энергокинематического расчета: n1=950 об/мин; n2=700 об/мин.
6) Передаточное число выбирается из результатов энергокинематического расчета
- для конической передачи: u1=4,5; u2=4,5;
- для цилиндрической передачи: u1=5,0; u2=4,0.
8) Отношение Тмакс/Тном конической передачи выбирается из результатов энергокинематического расчета: Тмакс/Тном =2,2.
9) Твердость зубьев шестерни для трёх видов термообработки выбираем из таблицы 2.1: o конической передачи HRC=28,5, 51,5, 51,5; o цилиндрической передачи HRC=28,5, 51,5, 51,5.
10) Предел текучести материала шестерни для трёх видов термообработки выбираем из таблицы 2.1: * конической передачи (т=750, 750, 750; * цилиндрической передачи (т=750, 750, 750.
11). Твердость зубьев колеса для трёх видов термообработки выбираем из таблицы 2.1: . конической передачи HRC=24,9, 24,9, 51,5; . цилиндрической передачи HRC=24,9, 24,9, 51,5.
12) Предел текучести материала колеса для 3-х видов термообработки выбираем из таблицы 2.1: . конической передачи (т=630, 630, 750; . цилиндрической передачи (т=630, 630, 750.
3.2. Анализ результатов расчета и окончательный выбор марки электродвигателя
Для выбора наиболее оптимальной компоновочной схемы на основании полученных данных зубчатых передач проводим расчет 6 вариантов. Общий вид компоновочной схемы в буквенном обозначении на рис.3.1.
Рис. 3.1. Компоновочная схема редуктора
По результатам расчета строим таблицу 3.3. В таблице приняты обозначения: V n – частота вращения электродвигателя, из энергокинематического расчета; V HRC1 и HRC2 – твердости материалов шестерни и колеса; V de2 – диаметр внешней делительной окружности конического колеса; V аw(т) – межосевое расстояние цилиндрической передачи; V dв(т) – диаметр тихоходного вала, ориентировочное значение которого определяют по следующей формуле:
[pic] мм, где dвmin – минимальный диаметр вала, определяемый по формуле:
[pic], где V Т2(т) – момент на тихоходном валу цилиндрической передачи; [(]к – допускаемое напряжение при кручении, равное 15…20 МПа.
[pic], где (к – величина зазора между тихоходным валом и колесом быстроходной ступени; deа2(б) – внешний диаметр окружности вершин зубьев конического колеса быстроходной ступени, при котором должно выполняться условие (к (3 мм. V L1 – линейный габарит по длине, вычисляемый по формуле:
[pic], где dа2(т) – диаметр окружности вершин зубьев цилиндрического колеса; V L2 – линейный габарит по ширине, вычисляемый по формуле:
[pic], где b1(т) – ширина зубчатого венца цилиндрической шестерни; b – ширина зубчатого венца конической передачи; ?2 – угол делительного конуса конической ступени. V L3 – линейный габарит по высоте, равный большему из значений dа2(т) и deа2(б). V Vp – расчетный объем, занимаемый передачей. Определяется по формуле:
[pic]. V ?С – величина разности уровней погружения зубчатых колес в масляную ванну. Определяется по формуле:
[pic]. Лучшему варианту соответствует условие ?С(min и V(min, а т.к. ?Сmin=?С4=22,13 мм, и V4=3,57(106