Проект ДМ 365 (привод ленточного конвейера) (ДМ 365 - привод ленточного конвейера)

Московский государственный технический университетим. Н.Э.БауманаКафедра «Детали машин»ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРАПояснительная запискаДМ 365.00.00 ПЗСтудент ____________________________(Кулешов) Группа МТ12-61Руководитель проекта ______________________________(Белоусов)2019 г.ВведениеВ рамках данного проекта, необходимо разработать привод ленточногоконвейера. Ленточный конвейер предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировки штучных грузов.Движение ленты осуществляется с помощью барабана. Передача вращения на него осуществляется посредством червячного редуктора и асинхронного электродвигателя. Соединение приводного и тихоходного валов осуществляется посредством упруго-компенсирующей муфты.

Приводная станция смонтирована на сварной раме транспортёра.Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока счастотой 50 Гц и напряжением 380В. Расчетный ресурс 10000 часов принадежности подшипников качения 90%, зубчатых передач 98%. Изготовление серийное – 1000 штук в год.21. Анализ передаточного механизмаРасчет производится по формулам [1, c 5–10]1.1. Выбор электродвигателяИсходные данные: Ft = 5300 Н – окружная сила; v = 0,6 м/с – скорость цепи; D = 315 мм – диаметр барабана.F  v 5300  0,6 3,18 кВт;Мощность на выходе: Pвых  t 3 100010КПД привода: общ = ред  муфты2  оп = 0,8  0,982  0,99  0,76гдеред = 0,8 – КПД червячного редуктора [1, таблица 1.1];м = 0,98 – КПД муфты [1, таблица 1.1];оп = 0,99 – КПД опор приводного вала [1, таблица 1.1];P3,18 4,18 кВт;Требуемая мощность электродвигателя: Pтреб  вых общ 0,766  104  v 6  10000  0,6Частота вращения выходного вала: nв  36,4 мин 1 D  315Требуемая частота вращения вала электродвигателя:nТР  nв  u р  36, 4  40  1456 мин 1где u р  40 – рекомендуемое передаточное отношение редуктора;Исходя из мощности, требуемой частоты вращения, выбран электродвигатель АИР100L4 [1, таблица 24.9].

Мощность электродвигателя –Pэ=4кВт, частота – nэ=1410 мин 1 .Уточним передаточное отношение ременной передачи:u рем nэ 1410 38,7nв 36,431.2. Анализ цилиндрического редуктораИсходные данные: Ft = 5300 Н – окружная сила; D = 315 мм – диаметр барабана.Вращающий момент на приводном валу:Тв D  103  Ft 315  103  5300 834,75 Нм;22Вращающий момент на тихоходной ступени редуктора:ТТ TB834,75 860,4 Нм;оп  м 0,99  0,982. Расчет червячной передачи на ЭВМ2.1.

Исходные данные для расчёта на ЭВМ Вращающий момент на тихоходном валу – 860,4 Нм; Частота вращения тихоходного вала – 36,4 мин-1; Ресурс – 10000 час; Режим нагружения – 2; Передаточное отношение редуктора – 38,7; Максимальная перегрузка– 2,2; Коэффициент теплоотдачи – 13 Вт/м/м/град;2.2. Основные зависимости при расчете червячной передачиРасчетные формулы приведены из [1, пункт 2.2]Материалы зубчатых венцов червячных колес условно сводят к 3-м группам: Группа I – оловянные бронзы; Группа II – безоловянные бронзы и латуни; Группа III – мягкие серые чугуны;Т.к. в разрабатываемом редукторе материал венца колеса Бр05Ц5С, то расчетные формулы для группы I.Допускаемое напряжение [ ]Ho (МПа) при числе циклов переменынапряжений равном 107: [ ]Ho  (0, 75...0,9) Bгде коэффициент 0,75 – для червяков при твердости  350HB0,9 – для червяков с твердыми ( H  45 HRCЭ ) , шлифованными иполированными витками; B принимают по таблице [1, таблица 2.14]Коэффициент долговечности K HL 8107 1,15N HE4где N HE  K HE  N K – эквивалентное число циклов нагружения зубьев червячного колеса за весь срок службы передачи (если N HE  25 107 , то принимают N HE  25 107 );K HE  коэффициент эквивалентности для заданного типового режима нагружения;N K  60  n2  Lh  суммарное число циклов перемены напряжений;n2  частота вращения колеса;Lh  время работы передачи;Допускаемые контактные напряжения при числе циклов переменынапряжений N K : [ ]H  K HL  CV  [ ]Hoгде CV – коэффициент, учитывающий интенсивность изнашивания материала;Допускаемое напряжение изгиба для материала зубьев червячного колеса: [ ]F  K FL  [ ]Foгде K FL  9106 коэффициент долговечности;N FE[ ]Fo  0, 25 T  0, 08 B  допускаемое напряжение изгиба[1, таблица 2.14]N FE  K FE  N K  эквивалентное число циклов нагружения зубьев червяч-ного колеса за весь срок службы передачи (если N FE  106 , то принимаютN FE  106 ; если N FE  25 107 , то принимают N FE  25 107 );K FE  коэффициент эквивалентности для заданного типового режиманагружения.Предельные допускаемые напряжения при проверке на максимальнуюстатическую или пиковую нагрузку [ ]H max  4 T ; [ ]F max  0,8 T ;Межосевое расстояние (мм) aw  K a 3K H   T2[ ]2Hгде K a = 610 для эвольвентных, архимедовых, конвалютных червяков K a = 530 для нелинейчатых червяков;K H  – коэффициент концентрации нагрузки;Основные параметры передачи:Число зубьев колеса z2  z1  u ;Модуль передачи m  (1, 4...1, 7)aw;z2Коэффициент диаметра червяка q Коэффициент смещения x 2  aw;m  z2aw;m  0,5  (z 2  q)Угол подъема линии витка червяка:5z на делительном цилиндре   arctg  1  ;qz1 ; q  2x на начальном цилиндре  w  arctg Диаметр делительный червяка d1  q  m;Диаметр вершин витков da1  2m;Диаметр впадин d f 1  d1  2, 4mДлина нарезанной части червяка при коэффициенте смещения x  0b1  (10  5,5 | x |  z1 ) mДиаметр делительный колеса d 2  z2 m;Диаметр вершин зубьев da 2  d2  2m(1  x);Диаметр впадин d f 2  d2  2m(1, 2  x);Диаметр колеса наибольший d aM 2 d a 2  6m;(z1  k)где k  2 для передач с эвольвентным червяком, k  4 для передач, нелинейчатую поверхность которых образуют тором.Ширина венца b2   a aw , где  a  0,355 при z1  1и 2;  a  0,315 при z1  4;Проверочный расчет на прочность3Z (q  2 x)  z2  q  2 x Расчетное напряжение  H  K  T2  [ ]Hz2 aw (q  2 x) Z  5350 для эвольвентных, архимедовых и конвалюнтных червяков;К – коэффициент нагрузки;КПД передачи  tg wtg   w   где  – приведенный угол трения;Силы в зацепленииОкружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке Ft 2  Fa1 2 103 T2;d2Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе Ft1  Fa 2 2 103 T2;d w1uФРадиальная сила Fr  Ft 2  tg  cos  w (для стандартного угла   20 )Проверка зубьев колеса по напряжением изгиба:F K  Ft 2  YF 2  cos  w [ ]F1,3m2 (q  2 x)где YF 2 – коэффициент формы зуба колеса;Проверка на контактную прочность при кратковременном действии пиковогомомента  H max   H K пер  [ ]H maxПроверка зубьев червячного колеса на прочность по напряжениям изгиба при F max   F Kпер  [ ]F maxдействии пикового момента62.3.

Анализ результатов расчёта на ЭВМВ результате вычислений были получены данные прил. А. ПрименениеЭВМ для расчета передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений), распределения общего передаточного числа междуступенями и др.Выбираем вариант 2. Он сочетает в себе высокий КПД, малую температуру масла, достаточно близко к необходимому передаточное отношение ималую массу редуктора.Итоговые данные приведены в прил. Б.3. Эскизное проектирование редуктора3.1. Предварительный расчёт валовПредварительный расчет валов ведется по значениям нагружающих валы моментам по формулам [1, c.45].Исходные данные: [Прил. Б.] TБ = 28,3 Нм – вращающий момент на быстроходном валу; TБ = 860,4 Нм – вращающий момент на тихоходном валу;3.1.1.

Быстроходный валРасчетный диаметр концевого участка d  (7...8) 3 Т Б  8  3 28,3  24,4 мм;примем d = 28 ммдиаметр под подшипник d п  d  2  tцил  28  2  3,5  35 мм;диаметр буртика подшипника d БП  dп  3r  30  3  2,5  37,5 мм;примем d БП  38 мм;где tцил = 3,5 мм – высота заплечика [ГОСТ 7242-81];Остальные размеры определяются конструктивно.3.1.2. Тихоходный валРасчетный диаметр концевого участка d  (5...6) 3 Т т  5  3 860,4  47,1 мм;примем d = 50 мм. По ГОСТ 12081-72:l = 82 мм – длина концевого участка; tцил = 4 мм – высота заплечика;диаметр под подшипник d п  d  2tцил  50  2  4  58 мм;7чтобы можно было менять манжету и напрессовывать подшипник не выпрессовывая шпонку, примем dП = 60 мм.диаметр буртика подшипника d БП  dк  dп  3r  60  3  3  69 мм;примем dК = 63 мм+ втулка.Остальные размеры определяются конструктивно.3.2.

Определение ориентировочного расстояния между деталямиИсходные данные: [Прил. Б.] d 2 = 354 мм– наибольший диаметр колеса d1 = 144 мм– наружный диаметр червяка; aw = 225 мм – межосевое расстояние;Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:Ld2d 354144 aw  1  225  474 мм;2222Зазор между поверхностью колес и внутренними стенками корпуса:a  3 L  3  3 474  3  10,8 мм, примем a  10 мм;Расстояние между поверхностью колеса тих-ой ступени и дном корпуса:b0  3a  3 10  30 мм, примем b0  35 мм;3.3. Выбор типа и схемы установки подшипниковОпоры червяка в силовых червячных передачах нагружены значительными осевыми силами. Поэтому в качестве опор принимают в основном конические роликовые подшипники. Червячные колеса должны быть точно ижестко зафиксированы в осевом направлении.

Шариковые радиальные подшипники характеризует малая осевая жесткость. Поэтому в силовых передачах для опор валов червячных колес применяют конические роликовые подшипники. Первоначально выбирают легкую серию.Для быстроходного вала: два роликовых конических однорядных подшипника по ГОСТ 27365-87 установленных враспор;Для тихоходного: два роликовых конических однорядных подшипникапо ГОСТ 27365-87 установленных враспор;84. Конструирование червяка и червячного колеса4.1.

Конструирование червячного колесаЧервячное колесо выполняем составным: центр из стали, зубчатый венец избронзы. Соединение венца с центром должно обеспечивать передачу большого вращающего момента и сравнительно небольшой осевой силы.Расчеты производятся по формулам и рекомендациям [1, c.78–80].Исходные данные: [Пункт 3.1] d = dK = 63 Нм – диаметр посадочной поверхности колеса;Характерные размеры:–ширина зубчатого венца b2 = 105 мм [прил. Б];––длина ступицы lСТ = (0,8 … 1,5) d = (0,8 … 1,5) 63 = 50,4 … 94,5 мм;выбираем lСТ = b2 = 105 мм–диаметр ступицы dCT = 1,55⋅d = 1,55⋅63 = 97,7 мм;по ряду стандартных размеров выбираем dCT = 100 мм;–фаска на торце зубчатого венца f = 0,5m = 0,5⋅8 = 4 мм;–угол фаски αФ = 45°, т.к.