Расчет привода ленточного конвейера с прямозубым цилиндрическим редуктором и клиноременной передачей

Рассчитать привод ленточного конвейера по схеме рис. 1 с прямозубым цилиндрическим редуктором по следующим данным:

• Окружное усилие на ведущем барабане конвейера F_t = 1650 Н

• Скорость ленты конвейера (окружная скорость на барабане) V = 2,05 м/с

• Диаметр барабана D_бар = 0,275 м

• Время работы в сутки t_сут= 12 час, t = 6,5 час,

= t_сут – t = 5,5час.

• Отношение = 0,60; Т_пуск= 1.5Т (К_пуск = )

Рис. 1. Привод ленточного конвейера с прямозубым редуктором:

1 – электродвигатель; 2 – передача клиноременная; 3 – редуктор горизонтальный; 4 – муфта комбинированная; 5 – барабан приводной;

Введение

Привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя, клиноременной передачи, одноступенчатого цилиндрического редуктора, комбинированной муфты и приводного барабана конвейера. В качестве электродвигателя чаще всего применяются трёхфазные асинхронные электродвигатели переменного тока серии АИР. Комбинированная муфта состоит из компенсирующей муфты (например, МУВП) и предохранительной муфты (например, муфта с разрушающимся элементом или фрикционная муфта).

Кинематический и силовой расчёт привода.*

Выбор электродвигателя

1. Частота вращения барабана конвейера:

n_бар = = (60*2,05)/(3,14*0,275)=145,44 мин^-1

2. Мощность на приводном валу конвейера:

Р_потр = = (1650*2,05)/1000 = 3,3825 кВт

3. Мощность на валу электродвигателя:

Р_{эл.двиг. потр} = = 3,3825/0,9037 = 3,7429 кВт

где η_общ = η_{кл. рем} ∙ η³_подш ∙ η_зац ∙ η_муфты = 0,99*0,99³*0,98*0,96=0,9037

Значения η_{кл. рем}, η_подш, η_зац, η_муфты выбраны из табл. 2 (стр. 15)

Выбираем по каталогу электродвигатели, удовлетворяющие по мощности (табл. П.1 стр170), т.е. с мощностью Р= 4 кВт , но с разной частотой вращения: 2850 мин^-1 (Двигатель №100S)

_______________

*Ссылки даются на методическое пособие В.Г. Клокова «Детали машин. Курсовое проектирование» Москва 2007.

4. Передаточные числа привода и редуктора.

U_{привода} = ; U_{привода} = U_ред ∙ U_кл.рем

Принимаем предварительное значение U_ред.= 6,53 , тогда

В соответствии с рекомендациями таблицы 1 (стр. 14) для клиноременной передачи выбираем значение

U_{кл.рем.пер.} = 6,3

5. Частоты вращения валов:

п₀ = п_{эл.двиг} = 2850 мин ^-1

п₁ = = 2850/3,1=919,35 мин ^-1

п₂ = = 919,35/6,3=145,9 мин ^-1

п₃ = п₂ = 145,9 мин ^-1

6. Мощности на валах:

Р₀ = Р_{эл.двиг.потр} = 3,7429 кВт

Р₁ = Р₀ · η_кл.рем · η_подш = 3,7429 *0,99*0,96=3,56 кВт

Р₂ = Р₁ · η_зац · η_подш = 3,56*0,98*0,99=3,45 кВт

Р₃ = Р₂ · η_муф · η_подш = 3,45*0,99*0,96=3,28 кВт

7. Вращающие моменты на валах:

Т₀ = 9550 = 9500*(3,7429/2850) = 12,47 Н∙м

Т₁ = 9550 = 9500*(3,56/919,35) = 36,95 Н∙м

Т₂ = 9550 = 9500*(3,45/145,9) = 225,85 Н∙м

Т₃ = 9550 = 9500*(3,28/145,9) = 214,65 Н∙м

Полученные результаты заносим в таблицу:

№ вала	n, мин-1	Р, кВт	Т, Н·м
0	2850	3,7429	12,47
1 (быс)	919,35	3,56	36,95
2 (тих)	145,9	3,45	225,85
3 (бар)	145,9	3,28	214,65

8. Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на контактную прочность (из циклограммы задания):

t_НЕ = t + t′ = 6,5+5,5*(0,6)³=7,688 часов

где m= 6 для сталей.

Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока службы:

Т_НЕ = t_НЕ ∙ д ∙ L = 7,688*5*265=10186 часов

где д = 265 – число рабочих дней в году;

L = 5 лет – срок работы передачи.

8. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса и шестерни:

N_ЕШ = 60 ∙ п₁ ∙ Т_НЕ = 60*919,35*10186,6=56,2*10⁷ циклов

Nек=60 ∙ п₂ ∙ Т_НЕ =60*145,93*10186,6=8,91*10⁷ циклов

Расчёт редуктора

8. Выбор материала для изготовления шестерни и колеса.

Для шестерни принимаем по таблице 5 (стр. 19) сталь 35ХМ σ_в = 655 МПа; σ_т = 490 МПа; НВ = 212…248

Термообработка: Улучшение

Для колеса в соответствии с рекомендациями:

НВ_2min = HB_1min – (15)(20…30)(50),

подбираем сталь 45 σ_в = 620 МПа; σ_т = 400 МПа; НВ =189…229

Термообработка: Нормализация

11. Средняя твердость шестерни:

НВ₁ = =(212+248)/2=230

Средняя твердость колеса:

НВ₂ = =(189+229)/2=209

Поскольку N_{HЕ 2} > N_{HG 2} и N_{HЕ 1} > N_{HG 1}, то = 1

12. Предел контактной выносливости для колеса:

σ_{Н lim2} = 2НВ₂ + 70 = 209*2+70=488 МПа

Допускаемое контактное напряжение для колеса:

принимая коэффициент безопасности S_H =1,15

[σ]_Н2 = = 488/1,15=424,3 МПа

Предел контактной выносливости для шестерни:

σ_{Н lim1} = 2НВ₁ + 70 = 2* 230+70=530 МПа

Допускаемое контактное напряжение для шестерни:

[σ]_Н1 = = 530/1,15=460,9 МПа

За расчетное допускаемое контактное напряжение в прямозубых передачах принимается [σ]_Н2 =424,3 МПа

13. Межосевое расстояние для прямозубой передачи.

Принимая предварительно К_Н = 1,08 и задаваясь значениями

ψ_ba = 0,4 находим значение a_w по формуле

a_w= 0.85 (U _ред+ 1) =159.76 мм

Одно из найденных межосевых расстояний округляем до ближайшего стандартного значения

a_{w сm} =160 мм

14. Ширина зубчатых колес:

b₂ = ∙ a_{w ст} = 0,4*160=64 мм

b₁ = b₂ + 5 мм = 64+5=69 мм

15. Модуль передачи:

0,01 ∙ a_{w ст} < т < 0,02 ∙ a_{w ст} ,

0,01 ∙160=1,6<…<0,02 ∙160=3,2

Принимаем т _ст = 2,5мм

16. Суммарное число зубьев прямозубой передачи :

Z_∑ = = 2*160/2.5=128

округлив до целого числа, принимаем : =128

17. Число зубьев шестерни:

Z₁ = = 128/(6.3+1)=16.41 округлив до целого числа, принимаем Z₁ = 17 при Z_1min = 17

18. Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_∑ – Z₁ =128-17=111

19. Уточнение передаточного числа:

U'_ред = =111/17=6.52≈6.5

Отклонение от принятого ранее передаточного числа:

_{[(6.52-6.5)/6.5]*100%=0,3%}

что находится в пределах допустимого [∆U] = ±4%.

20. Геометрические размеры колес.

Делительный диаметр шестерни:

d₁ = m_cт· Z₁ = 2,5*17=42,5мм

значение d₁ не округлять

Делительный диаметр колеса:

d₂ = m_cт · Z₂ = 2,5*111=277,5мм

значение d₂ не округлять

Межосевое расстояние:

а_{w ст} = = (42,5+277,5)/2 =160 мм

Диаметр вершин зубьев шестерни:

d_a1 = d₁ + 2m _cт = 42,5+22,5=47,5мм

Диаметр вершин зубьев колеса:

d_a2 = d₂ + 2 m _cm = 277,5+22,5=282,5мм

Диаметр впадин зубьев шестерни :

d_f1 = d₁ – 2,5m _cт = 42,5-2,5*2,5=36,25мм

Диаметр впадин зубьев колеса:

d_f2 = d₂ – 2,5m _ст = 277,5-2,5*2,5=271,25мм

21. Проверочный расчет на контактную прочность:

σ_Н = =

= = 445,34 МПа

sin2α_w=sin(2*20^o)=sin40 ^o =0.6428

K_н= К_нв *К_uv =1.08*1.09=1.17 (9 степень точности)

По таблице 20.9 находим К_uv =1.09

Отклонение от [σ]_Н:

∆σ% = = [(424,3 -445,34)/ 424,3]*100%=-4,9%

при допускаемом отклонении –5% < [∆σ] < 15%.

Условие прочности выполняется.

22. Проверка зубьев на изгиб.

Эквивалентное время работы передачи в сутки при расчете на

• изгиб:

• Отношение = 0,60; Т_пуск= 1.5Т (К_пуск = )

t_FЕ = t + t ′ = 6,5+5,5(0,6)⁶ =6,24 часа, где m = 6

23. Эквивалентное время работы передачи в течение всего срока

службы:

T_FЕ = t_FЕ ∙ д ∙ L =6,24 *265*5=8281,3 часов,

где число рабочих дней в году д=265 дн. и срок службы передачи L=5 лет.

24. Эквивалентное число циклов нагружения зубьев колеса:

N_{FЕ 2} = 60 ∙ п₂ ∙ Т_FЕ = 60*145,9*8281,3=7,24*10⁷ циклов

Таким образом, передача работает при постоянной нагрузке, т.к.

N_{FЕ 2} > N_FG = 4 ∙ 10⁶ циклов и = 1

25. Допускаемые напряжения изгиба [σ]_F:

Предел изгибной выносливости для зубьев шестерни σ_{Flim 1} :

σ_{Flim 1} = 1,8 ∙ НВ₁ =1,8*248,5=447,3 МПа

Предел изгибной выносливости для зубьев колеса σ_Flim2:

σ_{Flim 2} = 1,8 ∙ НВ₂ =1,8*215=387 МПа

где НВ₁ и НВ₂ см. п.11 расчета

Допускаемые напряжения изгиба для шестерни:

[σ]_F1 = = 447,3/1,5=298,2 МПа

где коэффициент безопасности S_F = 1,5 , а коэффициент

режима работы для нереверсивной передачи Y_A = 1.

Допускаемые напряжения изгиба для колеса:

[σ]_F2 = = 387/1,5=258 МПа

26. Окружное усилие на колесе:

F_t2 = F_t1 = = 2*225,85/0,2775=1627,75 Н

(где Т₂ Нм, см. п.7, а d₂ – см. п.20 расчета)

27. Коэффициент формы зубьев при расчете на изгиб по местным

напряжениям Y_FS для прямозубых передач определяют в

зависимости от Z из табл. 10 стр. 32 :

У_FS1 = 3,6 (при Z₁=17)

У_FS2 = 4,28 (при Z₂=111)

Напряжения изгиба для зубьев прямозубых передач.

Расчет на изгиб производится для той зубчатки, у которой

отношение = меньше.

Для шестерни: = 298,2/3,6=82,83 МПа

Для колеса: = 258/4,28=60,28 МПа

Для колеса это отношение меньше, поэтому расчет ведем по нему.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгиб предварительно

принимаем К_F = 1,342

Напряжение изгиба для зубьев колеса:

σ_F2 = =(4,28*1627*1,342)/(64*2,5)=58,4 МПа

Внимание! Размеры b₂ и m_cm подставляются в мм!

Поскольку σ_F2 = 58,4 МПа < [σ]_F2 =258МПа, то условие

прочности выполняется.

28. Расчет на кратковременные перегрузки.

• _{По контактным напряжениям}

Максимальное допускаемое контактное напряжение при

пусковой перегрузке:

[σ] _{Н max2} = 2,8 ∙ σ_т =2,8*400=1120 МПа

где σ_т = 400 МПа для материала колеса (см. п.10 расчета)

σ_{Н max2} = σ_Н2 ∙ = 445,34* = 545,4 МПа

где σ_Н2 см п.21 расчета

Поскольку σ_{Н max2} =545,4 МПа < [σ]_{Н max2} = 1120 МПа, то

условие прочности выполняется.

• По напряжениям изгиба

Максимальное допускаемое напряжение изгиба при пусковой

перегрузке:

[σ]_{F max 2} = 2,74 ∙ НВ₂ = 2,74*209=572,6 МПа,

где НВ₂ см п.11 расчета

Максимальное напряжение изгиба при пусковой перегрузке:

σ_{F max} = σ_F ∙ = 58,4*1,5=87,6 МПа

отношение дано в задании, а σ_F см п.27 расчета.

Поскольку σ_{F max2} = 87,6 МПа < [σ]_{F max2} = 320 МПа, то условие прочности выполняется.