Проектирование конвеера

Введение

Объект проектирования — конвейер для автоматической сборки узла. Тип конвейера — горизонтальный ленточный с резиново-тканевой лентой, движущийся по стальному настилу вместе со сборочными приспособлениями и установленными на них узлами.

Целью данной работы является приобретение практических навыков проектирования машин, навыков практического конструирования, привитие способности сравнительного анализа вариантов конструкции, выбор оптимального варианта. А так же, приобретение практических навыков оформления конструкторской документации в соответствии с требованиями ГОСТов.

Работа разделена на две части:

— в первой части приведены теоретические расчёты изделия, в соответствии с требованиями ГОСТов;

— вторая часть — графическая, содержит в себе необходимые чертежи исполнительного механизма, а так же габаритный чертёж.

1. Расчёт основных массовых, силовых и геометрических характеристик устройства межоперационного транспорта

1.1 Расчёт массы изделий, технологического оборудования, подвижных элементов устройства

Так как массы изделий линейно изменяются от m₁ кг на первой технологической позиции до m₂ кг на последней, то масса изделий на рабочем участке найдется как сумма арифметической прогрессии:

M₁ = N * (m₁ + m₂) / 2=25*(26+180)/2=2575, кг,

где N — число технологических позиций; N=25, m1=26 кг, m2=180 кг.

1.2 Расчёт статических нагрузок исполнительного механизма

Исполнительным механизмом ленточного конвейера является вал приводного барабана, который приводит в движение конвейерную ленту, скользящую по опорному настилу на рабочем участке.

Рабочая длина конвейера:

L = N * I=25*0,65=16,25, м,

где N — число позиций сборки, I=0,65 м — шаг между позициями.

Масса конвейерной ленты вместе со сборочными приспособлениями:

M₂ = M₁=2575, кг.

Тяговое сопротивление конвейера при движении ленты по настилу с коэффициентом сопротивления при огибании барабанов K=3,2:

W = K*(M₁ + M₂)*g*w= 16150, Н,

где: g = 9.81 м/с², w = 0.1 — коэффициент сопротивления перемещению ленты по настилу.

Максимальное натяжение ленты в точке набегания на приводной барабан при угле охвата лентой барабана = рад (180 град.), и коэффициенте трения ленты и барабана f=0.15:

S_max = W*e^f/(e^f— 1)= 16150*2,7^0,47 / (2,7^0,47 — 1)=41384, Н.

Минимальное натяжение ленты в точке сбегания с приводного барабана:

S_min = W/(e^f — 1)= 16150 /(2,7^0,47 — 1)=25234, Н.

Число лавсановых прокладок ленты с предельной погонной нагрузкой на 1 прокладку q = 150 Н/мм: и коэфф. запаса прочности ленты s = 10,

i = S_max*s/(q*b*1000)=41384*10/(150*0,80*1000)=3,44,

где: b=0,80 м — ширина ленты.

Диаметр приводного барабана расчетный

D_б = a*i=160*3,44=200 мм,

где a = 160 — эксплуатационный коэффициент. Принимается D_б ближайший больший из ряда диаметров по ГОСТ 10624-83: 160, 200, 250, 400, 500, 630, 800, 1000, 1250, 1600, 2000, 2500, мм. Крутящий момент на валу барабана с учетом КПД подшипника качения 0.99:

T_вых=W*D_б /(2*0.99*1000)=16150*200/1980=1631, Н*м.

Мощность, необходимая на валу барабана (на выходе):

N_вых=W*v/(0.99*1000)=16150*0,7/(0,99*1000)=11,4, кВт

где: v=0,7 м/с — скорость ленты

Частота вращения вала барабана:

n_вых=(60*v*1000)/(*D_б)=(60*0,7*1000)/(3,14*200)=66,8, об/мин

Ориентировочный диаметр вала барабана при допускаемых напряжениях кручения [Ткр]=25 МПа:

, мм.

, мм.

транспорт привод подшипник редуктор

2. Расчёт основных энергетических, кинематических и конструкционных характеристик привода

2.1 Подбор двигателя по статической мощности

Общий коэффициент полезного действия привода находится как произведение КПД входящих узлов трения:

об=м*п.к.*з.п.*п.к.*з.п. *п.к.*м*п.к.=0,904

где м=0,99 — КПД муфты,

п.к.=0,99 — КПД подшипников качения,

з.п. =0,98 — КПД зубчатой передачи.

Мощность, необходимая на валу двигателя:

Nвх=Nвых/об=4,9/0,904=12,5 кВт

Выбираем ближайшую большую мощность двигателя из серии 4А

Таблица 1 — Выбранные двигатели серии 4А

Нам подходит двигатель 4А160S2

2.2 Назначаем передаточное число редуктора

Uобщ=nдвиг/nвых=2940/66,8=44

Uред=20

Uрем=Uобщ/Uред=44/20=2,2

U1=2,2

U2=1,25* Uред^1/2=5,59

U3= Uред/U2=20/5,59=3,57

2.3 Кинематический расчёт привода

nэл.дв.=2940 об/мин

n1= nэл.дв./U1=2940/2,2=1336 об/мин

n2= n1/U2=1336/5,59=238 об/мин

n3= n2/U3=102,7/3,6=66,7 об/мин

Крутящий момент от заданной нагрузки на валу двигателя:

Твх=9550*Nвх/nдвиг=9550*12,5/2940=40 Н*м

2.4 Компьютерный расчёт элементов привода

Таблица 2 — Клиноремённая передача

3. Расчет валов

Алгоритм расчета одинаков для расчетов цилиндрической, конической и червячной передач. Общим для всех расчетов является действие трех сил в зацеплении и наличие муфты на консольной части вала. Расчет ведущего и ведомого вала отличаются крутящими моментами и противоположным направлением сил в зацеплении. Конструкция валов зависит от необходимости применения шпоночного соединения, установки подшипников и поверхностей для фиксации насаженных на вал деталей в осевом направлении.

Исходные данные.

Из расчета зубчатых передач имеем:

крутящий момент T₂ = 634000 Н мм :

F_t = 6272 H; F_r = 2375 H; F_x = 1799 H.

Из компоновки редуктора:

расстояние от муфты до опоры а = 125 мм;

расстояние между опорами L = 1150 мм:

Ввиду симметричного расположения передачи l₁ = l₂ = 575мм.

Определение опорных реакций

От действия окружной силы силыF_t = 6272 Н

М_П =0; R _{Л t} (l₁ + l₂) — F_t l₂ = 0

R _{Л t} = == 3136 H;

R _{П t} = F_t — R _{Л t} = 6272 — 3136 = 3136 H;

От действия радиальной силы F_r = 2375 Н

М_П = 0; R_ЛR (l₁ + l₂) — F_r l₂ = 0

R_ЛR = == 1187,5 H;

R_ПR = F_R — R_ЛR = 2375 — 1187,5 = 1187,5 H;

От действия осевой силы F_x = 1799 Н

R _Лx = R_Пx = 0,8 H;

Суммарные реакции опор

Левая опора R _Л = = = 3353,6 Н.

Правая опора R _п = = = 3353 Н.

Расчет изгибающих моментов

В сечении 2 (слева от сечения);

M_иt = R_Лt l₁ = 3136 575 = 1803200Н мм

M_иR = — R_ЛR l₁ = -1187,5 575 = — 682812,5 Н мм

M_иx = — R _Лx l₁ = — 0.8 575 = — 460 Н мм

В сечении 2 (справа от сечения);

M_иt = R_{П t} l₂ = 3136 575 = 1803200Н мм

M_иR = — R_ПR l₂ = -1187,5 575 = — 682812,5 Н мм

M_иx = — R_Пx l₂ = — 0.8 575 = — 460 Н мм

По результатам расчетов строим эпюры изгибающих и крутящего момента, определяем опасные сечения вала дл расчета теоретического профиля.

Суммарный изгибающий момент в наиболее нагруженном сечении — 2, слева

M_и = = = 1909,5 Н м

Приведенный момент

M_пр = == 2012 Н м

Диаметры вала в опасных сечениях

Допускаемое напряжение на изгиб для вала (см. табл.1)

Из таблицы 1 назначаем материал для изготовления валов:

Сталь 40ХН НВ 240; _в = 820 МПа; _т = 650 МПа; _-1 = 360 МПа; _-1 = 210 МПа.

[_и] = 90 МПа — допускаемое напряжение изгиба;

= 2 — ориентировочное значение коэффициента концентрации

S = 2…2,5 — ориентировочное значение коэф. запаса прочности. Принимаем S = 2

[ф_кр] = 0,5·[_и]

d₁ = d₂ = = = 41,3 мм;

d₃ = = = 60,7 мм .

По результатам расчета вала строим теоретический профиль вала на компоновке редуктора в принятом масштабе и конструируем вал на компоновке редуктора по его теоретическому профилю.

Рис.1 Схема распределения напряжений по сечениям выходного вала

Результаты компьютерного расчета вала

L=1160.0, Sigma=55.

4. Выбор подшипников качения

При проектировании механизмов и машин подшипники качения выбирают из ряда стандартных. Методика выбора подшипников качения стандартизована (см. ГОСТ 18854-73 и 18855-73) и осуществляется по двум критериям: 1) динамическая грузоподъемность С; 2) статическая грузоподъемность С₀.

Значения С и С₀ для каждого типоразмера подшипника приводятся в каталогах или справочниках.

При выборе типоразмера подшипника для заданных условий работы необходимо учитывать: величину, направление и характер действующей нагрузки; частоту вращения кольца подшипника; необходимую долговечность в часах или миллионах оборотов; особые требования, зависящие от конструкции узла или машины и условий их эксплуатации; стоимость подшипника,

Выбор подшипника рекомендуется проводить в следующем порядке:

1. Предварительно наметить тип подшипника. Предпочтение следует отдавать шарикоподшипникам по сравнению с более трудоемкими и дорогостоящими роликоподшипниками. Если осевая нагрузка составляет 35% от радиальной и более, то рекомендуется применять радиально-упорные подшипники. Если по расчету шарикоподшипники оказываются непригодными, то переходят на роликоподшипники. Последние также применяют при необходимости обеспечения высокой жесткости опор или при действии больших динамических нагрузок.

При курсовом проектировании габаритные размеры подшипника предварительно подбирают по конструктивным соображениям, исходя из расчетного диаметра вала стандартизованного под размер d выбираемого подшипника.

2. Назначить класс точности подшипника. При отсутствии особых
требований к точности вращения узла в редукторах общего назначения, коробках передач станков и других машинах применяют подшипники нормального класса точности О. Подшипники более высоких классов точности (см. ГОСТ 591—71) применяют шпинделей металлорежущих станков, валов и осей приборов, а также для особо быстроходных валов.

Конкретный типоразмер подшипника устанавливают расчетом по приведенным ниже зависимостям.

Исходные данные:

1. Радиальные нагрузки Fr = 1067 Н, в наиболее нагруженной опоре.

2. Осевая нагрузка Fa = 605 H, действующая в зацеплении.

3. Внутренний диаметр подшипникаd = 75мм, выбранный с учетом конструктивного оформления вала.

4. Частота вращения вала n₂ = 1336, об/мин. (мин^-1).

5. Принятая продолжительность работы зубчатой передачи

(подшипника) — [ L_h]= 8000, час .

Минимальная долговечность подшипников по ГОСТ16162-78 может составлять 10 000ч. для зубчатых и 5000 ч. для червячных редукторов.

6. Температура подшипникового узла, k_T = 70 ⁰С.

Расчёт подшипника:

1. Оценивая соотношение F_a/(VF_r) = 605/1067 = 0,56, выбираем радиальный сферический двухрядный подшипник ГОСТ 5720-51 №1211.

Для выбранного типа подшипника с внутренним диаметром d =75мм — из каталога подшипников определяют D= 130мм, В=25мм, [С]=50кН, С₀=21,5кН

По соотношению = = 0,20, выбирают значение параметра е= 0,22 и соответствующие ему X, Y — коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;

Так как F_a/(F_r) ? 0,22, то Х = 0,56 и У= 1,99,

V= 1,0 — при вращении внутреннего кольца.

К_б = 1 ;k_T = 1.

2. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, кН

P=( X·V·Fr + Y·F_a)· К₆Кт = (0,56·1·1067 + 1,99·605)·1·1 = 1,8 кН

Динамическая грузоподъемность рассчитывается в кН

С= P· =1,8= 7кН,

[С]=50кН>7кН.

Вывод: подшипник при заданных условиях нагружения работоспособен.

Расчет подшипников

Подшипник шариковый:

1000 ГОСТ 831-75

Угол контакта б=0,0

Внутренний диаметр d=75 мм

Наружный диаметр D=130 мм

Ширина В=25 мм

Со=21500 Н

С=50000 Н

е=0,220

у=1,990

х=0,560

Число оборотов вала n=1336

Суммарная радиальная нагрузка R=1067

Осевая нагрузка Fx=605,6

Заданный ресурс L=8000 час.

Эквивалентная нагрузка Р=1803 Н

Расчетная динамическая грузоподъемность Ср=12078 Н

Итоговый вердикт: выбранный вами подшипник подходит к вашим условиям работы.

Крышки подшипников

Крышки торцовые глухие по ГОСТ18511-73.

Примечание. Пример условного обозначения глухой крышки типа 2 исполнения 1, диаметром D = 62 мм:

Крышка 21-62 ГОСТ 18511 — 73.

Крышки торцовые с отверстием для манжетного уплотнения

5. Выбор манжеты

Манжеты резиновые армированные для валов (по ГОСТ8752-70)

Пример обозначения манжеты типа I для вала диаметром d =5мм

с наружным диаметром D = 70 мм: Манжета I — 5070 ГОСТ 8752—70.

6. Выбор материалов

Для передачи редуктора выбираем термически обработанную сталь 40ХН ГОСТ 1050-74

Для шестерни Z₁термообработка -закалка, твердостью 50HRC ,

Материал для колеса Z₂ термообработка — закалка, твердостью 50HRC

Исходные данные для расчета допускаемых напряжений:

Передачи цилиндрическая косозубая.

N₁ = 12,5 кВт, u = 5,59 , з = 0,98.

Срок службы С = 5лет;

Кгод = 0,65; Ксут = 0,25; n₁= 1336 об/мин; n₂ = 238, об/мин.

Принимаем T_max = Tп = 1,7 Tн

Расчет допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения при расчетах на выносливость определяется отдельно для зубьев шестерни:

[ _HP] = Z_R Z_V ,

где S_H = 1.1 — коэффициент безопасности при НВ < 350;

при НВ > 350 S_H = 1.2

Z_R = 1 — коэффициент, учитывающий шероховатость рабочих поверхностей зубьев, при R_a = 1, 25…0, 63 ;

Z_V = 1…,16 — коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости;

При V < 5 м/с Z_V = 1

_hlim= _nlimbK_HL — предел контактной выносливости, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений (МПа);

где _{h lim b} — предел контактной выносливости, соответствующий базовому числу циклов пере мен напряжений;

K _HL — коэффициент долговечности.

_Hlimb — предел контактной выносливости при базовом числе циклов напряжений, МПа,

Для шестерни :_{h lim b} = 17HRC + 100= 17*50 + 100= 950 МПа;

Для колеса :_{h lim b} = 17HRC + 100= 17*50 + 100= 950 МПа;

При расчете по контактным напряжениям показатель степени т=6.

K_HL = ,

где — при НВ < 350 НВ базовое число циклов перемены напряжений определяется по формуле : N_НО= 30НВ ^2,4 или N_НО= ( 1 … 12 ) 10 ⁷.

Для шестерни :N_НО= 30 НВ ^2,4 = 30 280 ^2,4 = 2,2410 ⁷

Для колеса :N_НО= 30 НВ ^2,4 = 30 280 ^2,4 = 2,2410 ⁷

N _HE = 60n_it_h— эквивалентное число циклов перемены напряжений;

где T_i — величина i -того момента гистограммы (см. график загрузки);

Т_H — величина расчетного (номинального) момента;

n_i— частота вращения вала, по которому ведется расчет передачи, об/мин.

t_i— продолжительность действия нагрузки T_i , в час.или в относительных единицах (см. график загрузки);

При постоянной нагрузке выражение = 1;

N _HE = 60n_it_h

t_h — общее время работы привода, рассчитывается следующим образом:

С — срок службы, лет;

t_h = Сk_cутk_год 365_дней 24_часа;

t_h = 5 0,25 0,65 365 24 = 7117 = 7,110 ³часов.

N_HE1 = 60 1336t_h ·У = 84,6 10 ⁷

N_HE2 = 60 238t_h ·У = 16,9 10 ⁷

Шестерня: K_HL1 = == = 0,86>1;

Колесо: K_HL2 = === 1,03>1 .

Коэффициенты K_HL принимают расчетными.

Если расчетные значения коэффициента К_HL выходит за указанные интервалы, то принимают ближайшие крайние значения.

Для нормализованных и улучшенных колес 1 К_HL 2,6.

Для закаленных колес 1 К_HL 1,8 .

K_HL1 = 1 ; K_HL2 = 1,03.

тогда, для шестерни :_{h lim}= 9501= 950 МПа ;

для колеса : _{h lim}= 950 1,03= 978,5 МПа ,

[_HP] ₁ == 863,6 МПа ;

[_HP] ₂ == 889,5 МПа.

Расчет ведут по колесу.

Допускаемые напряжения при расчетах на выносливость по напряжениям изгиба определяется отдельно для зубьев шестерни и колеса, с учетом условий работы.

[_FP]_i = Y_R Y_S ,

где _{F lim}= _{F lim b} K_FL — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемен напряжений (МПа);

где _{F lim b} — предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий базовому числу циклов перемен напряжений

S_F =1.75 — коэффициент безопасности для колес, изготовленных поковкой;

Y_S= 1 — коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;

Y_R= 1 — коэффициент, учитывающий шероховатость рабочей поверхности;

K_FL = ,

где — базовое число циклов перемены напряжений N_FО =(2…5 )10 ⁶

Принимаем — N_FО = 410 ⁶ ;

m_F= 6 — показатель кривой усталости , при НВ 350.

m_F= 9 — показатель кривой усталости , при НВ > 350.

N _FE = 60n_it_h— эквивалентное число циклов перемены напряжений;

При постоянной нагрузке выражение = 1;

N_FE1 = 60 1336t_h ·У = 84,6 10 ⁷

N_FE2 = 60 238t_h ·У = 16,9 10 ⁷

K_FL1 = = = 0,551

K_FL2 = = = 0,659.

Для нормализованных и улучшенных колес 1 К_FL 2,08 .

Для закаленных колес 1 К_FL 1,6 .

Если расчетное значение коэффициента К_HL выходит за указанный интервал, то принимают ближайшие крайние значения.

K_FL1 = 1, т.к. N_FE > N_FO ;

K_FL2 = 1 т.к. N_FE > N_FO.

В соответствии с термообработкой и технологией изготовления зубчатого колеса выбираем из таблицы и S_F .

Для шестерни :_{F lim b} =600 МПа;

Для колеса :_{F lim b} =600 МПа.

_{F lim1}= _{F lim b1}· K_FL1 = 600· 1 =600 МПа

_{F lim2}= _{F lim b2}· K_FL2 = 600· 1 = 600 МПа

[_FP ]₁ = Y_R Y_S == 343 МПа ;

[_FP ] ₂ == 343 МПа .

Полученные допускаемые напряжения используют для расчета зубчатых передач. Каждая передача рассчитывается независимо от другой. Коррекцию размеров передачи можно проводить изменением прочности материалов и коэффициентов ширины зубчатых колес, а после расчета по контактным напряжениям увеличением межосевого расстояния или модуля.

7. Результаты расчетов

Результаты расчета

Таблицы по допускаемым напряжениям

[у]f — допускаемое напряжение на изгиб,

[у]h — допускаемое напряжение контактное.

8. Расчет передач

Исходные данные получены из разделов кинематического расчета привода и определения допускаемых напряжений.

n₁ = 2940, об/мин — частота вращения шестерни;

n₂ = 238, об/мин.

N₁ = 12,25 кВт -мощность на шестерне,

u = 5 — передаточное число,

Коэффициент полезного действия КПД передачи = 0,98.

Крутящий момент на шестерне

Т₁ = 9555· = 9555· = 40 Нм

Крутящий момент на колесе

Т₂ = 9555· = 9555· = 476,7 Нм

1. Выбираем материалы для зубчатых колес, назначаем твердость шестерни и колеса в зависимости от выбранной термообработки материалов.

Шестерня и колесо сталь 40Х ГОСТ 1050-74

Для передачи редуктора выбираем термически обработанную сталь.

Для шестерни Z₁

термообработка — закалка, твердостью 50HRC

Материал для колеса Z₂

термообработка — закалка, твердостью 50HRC

2. Расчет межосевого расстояния проводят по формуле:

a_w= k_a (u+1),

где — для косозубых колес коэффициент межосевого расстояния К_а=43;

2.1 Коэффициент распределения нагрузки между зубьями для косозубой передачи принимаем k=1,1

2.2 Назначаем коэффициент ширины венца _ba

Коэффициент _baпринимают в зависимости от положения колес относи для колес из улучшенных сталей _ba = 0,4;

Рассчитываем _bd = 0,5_ba( u + 1 ); _bd = 0,5 0,4 ( 4 + 1 ) = 1,0;

2.3. Ориентировочное значение коэффициента неравномерности распределения нагрузки по ширине венца — k

Назначаем k =1,12

2.4 Коэффициент динамической нагрузки:

k_v= 1,15 при n₁> 2000 об/мин, для косозубой передачи k_v=1,08

3. Допускаемые контактные напряжения [_HP], из раздела выбора материалов и расчета допускаемых напряжений для цилиндрических и конических зубчатых передач

[_HP]= ,

[_HP] ₁ == 863,6 МПа ; [_HP] ₂ == 889,5МПа.

4 Рассчитываем межосевое расстояние для косозубой передачи, расчет ведем по колесу.

a_w = k_a (u+1)= 43(5+1)= 84,6 мм

Принимаем ближайшее большее a_w= 90 мм

5. Проверочный расчет на контактную прочность при действии максимальной нагрузки для предотвращения остаточной деформации или хрупкого разрушения поверхностного слоя зубчатых колес

_HP2 = [_HP2 ] = 889,5 МПа

_Hmax = _HP2 889,51159,8 МПа,

T_max = Tп = (1,3 …1,5 )Tн — пусковой момент электродвигателя ( время действия в расчетах не учитывается).

При нормализации улучшении и закалке [_HPmax] = 2,8_T=2,8·600 = 1680 МПа ,

Произведем сравнение _Hmax [_{HP мах}]; 797 МПа 1680 МПа;

Условие прочности выполняется.

6. Назначаем. Угол наклона зубьев =16, Cos16^o = 0,9613;

Число зубьев шестерни Z₁=20;

Число зубьев колеса Z₂ =Z₁ U = 20 5 = 100

7. Рассчитываем модуль косозубой передачи

m == = 1,44 мм

Полученное значение модуля округляем до ближайшего большего по ГОСТ9563-60

Для косозубой передачи принимаем ближайший больший m = 1,75 мм;

8. Для косозубой передачи корректируем угол наклона зубьев

cos = 0,816 ; = 35^o 18′

9.1 Рабочая ширина зацепления (ширина колеса) для косозубой передачи

b₂= _baa = 0,490 = 36 мм

ширина шестерни b₁ = b₂ + (5…10)мм = 36 + 9 = 45 мм

10. Проверочный расчет зубьев на выносливость при изгибе косозубой передачи

10.1. Коэффициент формы зубьев Y_F1 , Y_F2 для косозубой передачи находится по эквивалентному числу зубьев, табл.

Z_V1 = 21,78; Y_F1 = 4,08 ;

Z_V2 =108,8 ; Y_F2 =3,61.

10.2 Коэффициент, учитывающий наклон зубьев

Y_b=1- /140 = 1-(35/140) = 0,75;

10.3. Наиболее слабый элемент передачи определяем по минимальному значению отношения

шестерня- 84 ;

колесо- 95

10.4. Для слабого звена косозубой передачи (шестерни) определим напряжения изгиба зубьев

_F2 == = 121,97 МПа

₂; 121,97 < 343 .

Условие прочности выполняется.

11. Максимальное допускаемое напряжение изгиба

11.1. Предельное напряжение не вызывающее остаточных деформаций и излома

При НВ < 350 _FPLimmax = 4,8 НВ;

_FPLimmax1 = 4,8·280= 1344 МПа; _FPLimmax = 4,8· 280 =1344 МПа.

при НВ > 350 _FPLimmax = 6 НВ.

S_F — из таблицы 3 расчета допускаемых напряжений, S_F = 1,75.

[_Fpmax1 ] = 768 МПа;

[_Fpmax2 ] = 768 МПа;

11.2. Определим элемент передачи, по которому осуществляется проверка максимальной нагрузки

шестерня 188,2 МПа ;

колесо 212,7 МПа.

Проверку проводим по слабому звену — колесу.

11.3. Максимальное напряжение изгиба под действием максимальной нагрузки

_Fpmax2 = 158,8 МПа;

Сравним _Fmax [_{Fр мах}]; 158,4 686;

Аналогично для прямозубой передачи

_Fpmax2 = 146,8 МПа;

Сравним _Fmax [_{Fр мах}]; 146,4 686;

12. Определим геометрические размеры зубчатой пары косозубой передачи

— ширина колеса b₂ = b = a_w·_ba = 90·0,4 = 3 6 мм

— ширина шестерни b₁ = b₂ + (5…10)мм = 36 + 9 = 45 мм

— высота головки зуба h_a= m = 1,75 мм

— высота ножки зуба h_f=1,25m = 1,75·1,25 = 2,1875мм

диаметры делительных окружностей

d₁ = 42,9 мм;

d₂ = 214,5 мм

— диаметры окружностей вершин зубьев

d_a1 = d₁ + 2h_a = 42,9+ 21,75 = 46,4 мм

d_{a 2} = d₂ + 2h_a = 214,5 + 21,75= 218 мм

— диаметры окружностей впадин

d_f1 =d₁ -2h_f = 42,9 — 2 2,1875 = 38,525 мм

d_f2=d₂ -2h_f = 214,5 — 2 2,1875 = 210,125 мм

5.13.1 Определим силы, действующие в зацеплении

— окружная сила

F_t1 =F_t2 =1924,6 Н;

— радиальная сила

F_r1 =F_r2 =808,9 Н;

— осевая сила

F_x1 =F_x2 = F_ttg = 1924,6 0,7002 = 1346,6Н;

9. Расчет передач

Клиноременная передача. Нормальный тип ремня.

Мощность на ведущем валу N=12,5 кВт

Частота вращения ведущего вала n=2940 об/мин

Передаточное число ременной передачи u=2,20

Диаметр малого шкива d1=125 мм

Высота сечения ремня h=10,5 мм

Диаметр большего шкива d2=275 мм

Длина ремня L=1700 мм

Межосевое расстояние А=640 мм

Скорость ремня V=19,23 м/с

Угол обхвата малого шкива а=166 град

Число ремней клиновых Z=6

Усилие, действующее на валы Q=2157 Н

Закрытая цилиндрическая косозубая передача

Результаты расчета

U=5,6; Z1=20; Z2=113; M=3.00 мм; Mfp/Mhp=1,14

Межосевое расстояние А=205,38 мм

Угол наклона зубьев = 16.00 град

Закрытая цилиндрическая косозубая передача

Результаты расчета

U=3.5; Z1=20; Z2=71; M=5.50 мм; Mfp/Mhp=1,16

Межосевое расстояние А=260,33 мм

Угол наклона зубьев = 16.00 град

10. Расчёт динамических характеристик привода

10.1 Крутящие моменты на валу двигателя

Момент статический, приведенный к валу двигателя, совпадает с крутящим моментом от заданной нагрузки на валу двигателя, рассчитанной ранее:

T_ст= T_вх= 9550*Nвх/nдвиг=9550*12,5/2940=40,6, Н*м.

Момент разгона двигателя средний интегральный (приближенно, для асинхронных электродвигателей):

T_р=1,38*T_двиг, Н*м, где T_двиг=9550* Nвх/ n_двиг, Н*м.

T_р=1,38*40,6=56, Н*м.

10.2 Расчёт приведённого момента инерции движущихся масс устройства межоперационного транспорта и привода

Для ленточного конвейера вместе с приспособлениями и собираемыми узлами:

J_к=(M₁+M₂)*(D_б/1000)²/(4*u²*)

J_к=(2575+2575)*(200/1000)²/(4*44²*0,904)=0,029 кг*м²

Момент инерции клиноременной передачи от двигателя на редуктор:

быстроходного шкива ременной передачи как стального диска с размерами b_rи d₁, мм.

J_ш=0.1*j*b_r*d₁⁴/1000⁵ , кг*м²,

J_ш=0.1*7860*17*68,8⁴/1000⁵=0,00029, кг*м²

где j=7860 кг/м³— удельная масса стали;

ремня клинового на окружности малого шкива:

Jр=m_r*z*d₁²/(4*1000²)= 0,5*3*68,8²/(4*1000)²=0,0035, кг*м²;

клиноременной передачи:

J_кп=J_р+J_ш,=0,0035+0,00029=0,00384 кг*м².

Момент инерции общий:

J=J_к+1.1(J_р+J_кп) =0,029+1,1*(0,0035+0,0038)=0,037, кг*м²

10.3 Характеристики рабочего цикла

Время разгона двигателя:

t_р=J**n_дв/(30*(t_р-T_ст))=0,037*3,14*2940/(30*(56-40,6)), с.

t_р=0,73, с.

Анализ времени разгона: Допустимый предел времени разгона для асинхронного короткозамкнутого электродвигателя по условию нагрева [t_р]=5 с. t_р[t_р], выбранный двигатель удовлетворяет условию нагрева.

Время остановки конвейера без тормоза после выключения двигателя:

t_T=J**n_дв/(30*T_ст*₂)=0,037*3,14*2940/(30*40,6*0,904), с

t_T=0,31, с

Ускорения линейные рабочего органа (для задания 3 на радиусе R планшайбы): при разгоне

a_р= v/t_р,=0,7/0,73=0,95 м/с²

при остановке:

a_T = v/t_T=0,7/0,31=2,25 м/с².

Допустимый предел ускорений линейных при разгоне по условию безопасности персонала 1 м/с². Так, как a_р> 1 м/с², необходима защита персонала (например, путем введения ограждений рабочей зоны, автоблокировки при возникновении опасной ситуации и т.п

Пути рабочих органов:

при разгоне

s_р = a_р*t_р²/2= 0,95*(0,73)²/2=0,25, м,

при остановке

s_T = a_T*t_T²/2=2,25*(0,31)/2²=0,1, м,

установившегося движения

s_у = I- s_р— s_T=0,65-0,25-0,1=0,3, м

11. Расчёты деталей исполнительных механизмов на прочность и долговечность

Нагрузки рабочего цикла вала тягового барабана

Максимальный крутящий момент рабочего цикла на валу при разгоне

T_выхр = W_р*D_б /(2*1000)= 16150*200 /(2*1000)=1615, Н*м.

Минимальный крутящий момент рабочего цикла на валу при остановке

T_{вых т} = 0.

Максимальная радиальная нагрузка рабочего цикла на валу при разгоне

R_макср= S_макср+ S_min =41384+25234=66618, Н.

Минимальная радиальная нагрузка рабочего цикла на валу при остановке

R_минт= 2S_min=50468, Н.

Рисунок 1 — Крутящие моменты рабочего цикла на приводном валу конвейера

Заключение

В процессе выполнения данной работы, я приобрел следующие навыки:

— оформление конструкторской документации в соответствии с требованиями ГОСТов.

— навыки практического конструирования;

— проектирования машин;

— сравнительного анализа вариантов конструкции, выбор оптимального варианта;

Список использованных источников

1. Вайнсон А.А. Подъемно-транспортные машины. Учебник. М.: Машиностроение, 1989.

2. Спиваковский А.О. Транспортирующие машины. Учебник. М.: Машиностроение, 1975

3. Чернавский С.А. Проектирование механических передач. Учебно-справочное пособие. М: Машиностроение, 1984.

4. Приводы машин. Справочник. / Под ред. В.В. Длоугого. Л.: Машиностроение, 1982.

5. Приводы машин. Справ-к . / Под ред. Н.В. Муха. Л. : Маш., 1976.

6. Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения: Справочник/ Л.С. Бойко и др.-М.:Машиностроение,1984.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора машиностроителя. М.: Машиностроение, в трех томах, 1991, 1980.

8. Перель Л.Я. Подшипники качения. Справ-к. Л.: Машиност., 1983.

9. Детали машин. Атлас конструкций./ Под ред. Д.И. Решетова в 2 томах. М.: Машиностроение,1992.

10. Подъемно-транспортные машины. Атлас конструкций. / Под ред. П.И.Александрова. М.: Машиностроение,1972.

11. Транспортирующие машины. Атлас конструкций. /Под ред. А.О. Спиваковского. М.: Машиностроение,1968.

12.Основы конструирования и САПР. Метод. указания к курсовой работе. Кинематическая, энергетическая и габаритная разработка … механической системы. / О.Л. Галушко, Ю.П. Маньшин, ДГТУ, 1996.

13. Основы конструирования и САПР. Метод. указания к курсовой работе. Разработка фрагментов конструкторской документации механической системы./ О.Л. Галушко, Ю.П. Маньшин, ДГТУ,1994.

14. Основы конструирования машин (алгоритмы и комментарии пользователю машинными программами расчета зубчатых и червячных передач). Метод. указания к курсовому проектированию. / В.И. Кушнарев, ДГТУ, 1994.

15. Конструктивная надежность машин. Метод. указания к курсовой работе. / А.А. Андросов, В.В. Спиченков, ДГТУ, 1994.

16. Алгоритмы расчетов передач и валов на ЭВМ. / Под. ред. В.В. Спиченкова, ДГТУ,1992.

17.Проектирование валов с применением ЭВМ. /В.И. Кушнарев, ДГТУ,1995.

Приложения