Сущность конвейера как технологии, обеспечивающая перемещение изделий между основным оборудованием цехов, со складов и на склады, между цехами. Характеристика основных типов: ленточные и цепные конвейеры. Энергетический и кинематический расчеты привода.
Аннотация к работе
. Техническое предложение привод конвейер цехОбщее передаточное число привода u0? = nдв / np и его разбивка по ступеням передач для 4-х вариантов двигателей приведены в таблице 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены: uцп - цепной передачи; Расчеты по формулам (1.8), (1.9) представлены в таблице 1.7. KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций : - для цилиндрической передачи [2, c.14] KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16]; KHA - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями: - для цилиндрической косоэубой передачи [2, c.
Введение
Транспортеры или конвейеры являются неотъемлемой частью современного технологического процесса, обеспечивая перемещение изделий между основным оборудованием цехов, со складов и на склады, между цехами; выполняя роль накопителей заготовок; осуществляя механизацию погрузочно-разгрузочных работ и т.д.
Различают конвейеры с тяговым органом (ленточные, цепные, канатные) и без тягового органа (винтовые, роликовые, дисковые, транспортирующие трубы и др.). Самыми распространенными являются ленточные и цепные конвейеры.
Цепной транспортер имеет: приводные звездочки (одну или две), натяжные звездочки (одну или две), тяговые цепи (одну или две) с грузонесущим приспособлением, груз, устройства, поддерживающие цепи с грузом, привод, натяжное устройство.
Все составные части конвейеров монтируются на рамах.
В цепных конвейерах нагрузка передается зацеплением цепей и зубьев приводных звездочек.
Тяговое усилие F (вращающий момент Т или мощность Р) на рабочем органе определяется расчетом сопротивлений на участках конвейера методом обхода по контуру. Допускаемая скорость движения v цепных конвейеров до до 1...1,5 м/с.
1.2 Энергетический и кинематический расчеты привода
1.2.1 КПД привода
Общий КПД привода [1, c.7] в соответствии с рисунком 1 (ТЗ):
где согласно [1, c.7] hi (i = 1...5) представлены в таблице 1.1.
При заданной циклограмме нагружения режим технологического процесса фиксирован, двигатель работает в повторно-кратковременном режиме с продолжительностью включения под нагрузкой [1, c.7] 10 мин ? t ? 60 мин. Потребная мощность двигателя, КВТ,
(1.1) где ТЕ = KETNOM - эквивалентный вращающий момент, Н?м;
KE - коэффициент приведения заданного переменного режима нагружения к эквивалентному постоянному [1, c.8] : (1.3)
KE =v1?·0,4 0,8?·0,3 0,3?·0,3=0,787
Тогда Рдв? Р’дв, следовательно Рдв=0,75 КВТ
Возможные к применению двигатели [1, c.23, 24] приведены в таблице 1.2.
Таблица 1.2 Характеристика двигателей
Вариант Марка двигателя РДВ, КВТ NДВ,мин-1 Тпуск/Т Тмах/Т Масса, кг
1 АИР 71А2У3 0,75 2820 2,6 2,7 8,6
2 АИР 71ВЧУ3 0,75 1350 2,5 2,6 9.4
3 АИР 80А6У3 0,75 920 2,1 2,2 12,3
4 АИР 90LA8У3 0,75 705 1,4 2,0 18,5
Выбор двигателя удовлетворяет условиям пуска Тпуск/Т>1,3.
1.2.4 Общее передаточное число и его разбивка по ступеням передач
Общее передаточное число привода u0? = nдв / np и его разбивка по ступеням передач для 4-х вариантов двигателей приведены в таблице 1.3, где отдельные передаточные числа обозначены: uцп - цепной передачи;
ut - тихоходной (цилиндрической) ступени редуктора.
При разбивке u0? были использованы рекомендации [1, c.11] : uцп до 1,5...3-х и для редукторов Ц2С [1, c.12] uред =7,1...50 (рекомендуемые 12,5…31,5); ut = . uб и ut округлены по ряду предпочтительных чисел R20. Отклонение общего передаточного числа при округлении [1, c.14]: Du0 = 100(u0? - u0) / u0? % ? [Du0 = ± 4%] (1.4)
Таблица 1.3 Разбивка u0? по ступеням передач
Вариант Двигатель u0? uцп? uред? uб? ut? uб ut uред uцп u0 Du0%
Направления вращения валов на рисунке 2 показаны стрелками.
Вращающий момент на j -м валу (j = 5,4...1) : Tj = T5 / u5-j h5-j, (1.6) где u4-j,h4-j - соответственно передаточное число и КПД между валом барабана (j = 5) и j - м валом привода.
Результаты расчета по формулам (1.5) и (1.6) для выбранного варианта двигателя представлены в таблице 1.4.
Зубчатые передачи обеих ступеней закрытые. Основной характер разрушения - усталостное выкрашивание активных поверхностей зубьев под действием контактных напряжений. Проектировочный расчет следует начинать с определения межосевого расстояния AW из условия сопротивления контактной усталости.
1.3.1 Материал и термообработка зубчатых колес
В целях унификации [2, c.4] материалов для зубчатых колес обеих ступеней с учетом крупносерийного производства принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71.
2 Твердость поверхности (45...50) НRCЭ (45...50) НRCЭ средняя по Роквеллу 47,5 НRCЭ 47,5 НRCЭ по Бринелю 450 НВ 450 НВ [2, c.3, рис.1.1] по Виккерсу 500 HV 500 HV то же 3 Предел прочности SB, МПА 900 900
4 Предел текучести ST, МПА 750 750
Примечание - H1m ? H2m = 450 НВ > 350НВ.
1.3.2 Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений
Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рисунок 2 ТЗ) к эквивалентному постоянному [2, c.8] : m = S(Ti / Tmax)m (Lhi / Lh) , (1.7) где m - показатель степени отношения моментов: MH = QH /2; MF = QF, q - показатель степени кривой усталости: QH = QF = 6 и тогда MH =3, MF = 6.
При расчете по контактным напряжениям SH : MH1 = MH2 = MH = 13?0,4 0,83?0,3 0,33?0,3 = 0,56 ;
при расчете по напряжениям изгиба SF : MF1 = MF2 = MF = 16?0,4 0,86?0,3 0,36?0,3 = 0,479.
Судя по величинам МН и MF заданный режим работы наиболее приближается [2, c.8, таблица 2.1] к тяжелому типовому режиму.
Требуемая долговечность передачи в часах [2, c.8] : Lh = 365?24 KГKCH = 365?24?0,75?0,25?5 =8212,5 ч, где КГ = 0,75 - коэффициент годового использования;
КС = 0,25 - коэффициент суточного использования;
h = 5 лет - срок службы передачи в годах.
Суммарное число циклов перемены напряжений за весь срок службы [2,c.8]: NS = 60NCLH , где n - частота вращения зубчатого колеса, мин -1 ;
с - число зацеплений зуба за один оборот зубчатого колеса: [2, c.9] c = 1.
Эквивалентное число циклов перемены напряжений [2, c.8]: NE = m NS (NHE = MH NS ; NFE = MF NS).
Базовое число циклов перемены напряжений [2, c.9] : - по контактным напряжениям NHLIM = 30 Hm2,4 ? 120?106 , где Hm - средняя твердость поверхности зубьев по Бринеллю;
- по изгибным напряжениям : NFLIM = 4?106.
Результаты расчета NS, NHE, NFE, NHLIM, представлены в таблице 1.6.
Таблица 1.6 Число циклов перемены напряжений в зубьях
Ступень и зубчатое колесо n, мин -1 Число циклов N в миллионах
NS NHE NHLIM Сравнение NHE с NH lim NFE Сравнение NFE с NFLIM
1.3.4 Коэффициенты расчетной нагрузки при расчете по контактным напряжениям
По ГОСТ 21354-87 [2, c.12] : КН = KAKHVKHBKHA, (1.10) где КА - коэффициент, учитывающий влияние внешней динамической нагрузки; КА = 1 ;
KHV - коэффициент внутренней динамической нагрузки в зацеплении;
KHB - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий вследствие деформаций : - для цилиндрической передачи [2, c.14]
KHB = 1 (KHB0 - 1) KHW, (1.11) где KHB0 - начальное (до приработки) значение коэффициента KHB [2, c.16];
KHW - коэффициент, учитывающий влияние приработки зубьев [2, c.16];
KHA - коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления на распределение нагрузки между зубьями: - для цилиндрической косоэубой передачи [2, c.17]
KHA = 1 (KHA0 - 1) KHW, (1.12) где KHA0 - начальное значение до приработки зубьев: при Н2 > 350 НВ [2, c.17]
KHA0 = 1 0,15(nct - 5) ? 1,6, (1.13) где nct - число степени точности передачи по нормам плавности.
В таблице 1.8 приведены величины коэффициентов рабочей ширины зубчатых венцов yba, ybd по рекомендациям [2, c.13, 14].
Таблица 1.8 Коэффициенты Kbe, yba, ybd
Параметры Ступень редуктора быстроходная тихоходная
4 Окружная скорость vm (v) , м/с [2, c.14] 0,963 0,259
5 Степень точности [2, c.14] 8 8
6 Твердость зубьев средняя по Виккерсу HVMIN табл.1.5 Н1 и Н2 >350 НВ 500
7 Коэффициент KHV [2, c.15] 1,01 1,01
8 Коэффициент KHB0 [2, c.16] 1,5 1,1
9 Коэффициент KHW [2, c.17] 0,74 0,73
10 Коэффициент KHB (1.11) 1,37 1,073
11 Коэффициент KHA0? , принято KHA0 (1.13) 1,45 1,45 1,45 1,45 Н1 и Н2 >350 НВ
12 Коэффициент KHA (1.12) 1,33 1,33
13 Коэффициент KH (1.10) 1,84 1,44
1.3.5 Расчет цилиндрической передачи
1.3.5.1 Межосевое расстояние косозубой цилиндрической передачи с внешним зацеплением из условия сопротивления контактной усталости активных поверхностей зубьев [2, c.19] : AW ? = 410 (u 1) [ T1KH / (YBAUSHP2 )]1/3 (1.15)
AW ? = 410 (4,5 1) [52,089?1,44 / (0,4?4,5?730,712 )] 1/3 = 96,36 мм.
По заданию производство массовое - передача стандартная; принимаем AW = 100 мм.
1.3.5.2 Допускаемое напряжение на изгиб в зубьях шестерни [2, c.10] : SFP1 = 0,4SFLIMB10YN1, (1.16) где SFLIMB10- базовый предел изгибной выносливости зубьев [2, c.11]. Предполагая mn ? 3 мм и при этом сквозную закалку зубьев, будем иметь SFLIMB10 = 550 МПА;
YN1 - коэффициент долговечности при изгибе. Так как NFE1 > NFLIM, то YN1= 1,0.
SFP1 = 0,4?550?1 = 220 МПА.
1.3.5.3 Параметры цилиндрической передачи [2, c.20], [3, c.4] представлены в таблице 1.10.
Рекомендуемые диаметры валов редуктора из условий прочности и жесткости [7, c.42] или [3, c.19], мм : d ? KT1/3, где К - расчетный коэффициент
Т - момент на валу, Н?м (таблица 1.4) : Вал К Т, Н?м d ?, мм d, мм быстроходный (входной) 7,5 9,59 15,93 22 промежуточный 6,5 52,089 24,28 25 тихоходный (выходной) 6 222,47 33,33 36
Диаметр быстроходного вала принимаем по диаметру вала двигателя - 22 мм.
Расчет цепной передачи
Условия эксплуатации [5, c.5]: нагрузка с легкими толчками Кд = 1,0;
межосевое расстояние а = (30...50)Р Ка = 1,0;
угол y=40° Кн = 1;
регулирование натяжения цепи перемещением оси звездочки Крег= 1,1;
смазка периодическая Ксм = 1,5;
работа двухсменная Креж = 1,25;
рабочая температура 20?С : Кт =1;
Коэффициент эксплуатации вычислен по формуле [5, c.5]: КЭ= Кд ? Ка ? Кн ? Крег ? Ксм ? Креж ? Кт (1.17)
21 Коэффициент S [5, c.9] (25) 17,7 21,4 21,6 допускаемый [S] [5, c.9] (28) 7,2 7,17 7,017 S > [S]
22 Число ударов цепи w, с-1 [5, c.9] (30) 0,405 0,52 0,39 допускаемое [w] 20 26,7 26,7 [w] > w
23 Силы на валах по осям х,у, Н
F2, Н [5, c.10] (33) 350,2 66,26 149,97 g, град [5, c.10] (32) 8,63 11,93 8,22 y=40°
Fвx [5, c.10] (31) 2711,7 2135,7 3309,9
Fвy 2574,1 2189,2 3178,7
24 Отношение De2 /Dзв 2,9 2,9 2,04
1.5.1 Анализ результатов
1) Выбранные приводные цепи удовлетворяют условиям износостойкости и прочности при базовой долговечности.
2) Основным критерием выбора передачи является условие min De2 /Dзв..
Судя по результатам, это передача 2ПР.
Принимаем ЦЕПЬ 3ПР - 19,05 - 9600 ГОСТ 13568-75.
Рисунок 1.4 Конструкция и размеры цепи
Подбор муфты
Для соединения выходного конца быстроходного вала редуктора с валом двигателя принимаем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ 21424-93. По
ГОСТ 21424-93 на муфты при диаметрах быстроходного вала d=22 мм и двигателя d=22 мм ; габаритные размеры муфты D? L=100?104 мм, число пальцев z=6, частота вращения nmax=5700 мин-1 , масса 2кг.
Толщины ободов заготовок колес [2, c.5] : быстроходная ступень тихоходная ступень
S ? = d = 2,2m 0,05b2 = 2,2?1,5 0,05?16 = 4,1 мм S ? = с = 0,3b2 = 0,3?16 = 4,8 мм S ? = 4,8 мм < [80 мм] S ? = d = 2,2m 0,05b2 = 2,2?2 0,05?40 = 6,4мм S ? = с = 0,3b2 = 0,3?40= 12мм S ? = 12 мм < [80мм]
Механические характеристики материала обеих ступеней редуктора по размерам заготовок выбраны правильно.
2.4 Расчетное контактное напряжение в полюсе зацепления, МПА
Для быстроходной ступени
2.4.1 Коэффициенты Z в формуле [3, c.5] : SH = ZEZHZE O FTKH (u 1) / (BWD1u) ? SHP (2.2) а) Коэффициент механических свойств материалов z1 и z2 (сталь)
ZE = 190 МПА1/2 ;
б) Коэффициент формы сопряженных поверхностей зубьев
ZH = (2 cosbb / TGATW)1/2 / cosat , где at = arctg (tg200 / cosb) = arctg (tg200 / cos 21,860) = 21,416 - делительный угол профиля в торцовом сечении ; при х1 х2 = 0 угол зацепления ATW = at ;
Ze = (1 / ea)1/ 2, где ea » [1,88 - 3,2 (1/ z1 1/ z2)]cosb - коэффициент торцового перекрытия при х1 х2 = 0;
ea = [1,88 - 3,2 (1/ 18 1/ 80)] 0,98 = 1,629;
Ze = (1 / 1,629)1/ 2 = 0,784.
Произведение коэффициентов
Z = ZEZHZE = 190?2,455?0,784 = 365,69
2.4.4 Контактные напряжения цилиндрической передачи по формуле (2.2)
SH = 365,69O 2836,3?1,434 (4,5 1) / (40?36,73?4,5) = 672,7МПА, что меньше SHP = 730,7 МПА - условие прочности выполняется.
2.4.5 Максимальные напряжения при кратковременной перегрузке
SH max = SH (Tmax /T)1/ 2 ? SHPMAX, где Tmax /T =2,2 - по характеристике двигателя (таблица 1.2).
Для быстроходной ступени
SH max = 542,2?(2,2) 1 / 2 = 804,2 МПА < 2090 МПА;
для тихоходной ступени
SH max = 672,7?(2,2) 1 / 2 = 997,8 МПА < 2090 МПА.
2.2.5 Напряжения изгиба SF и SFMAX
Для быстроходной ступени
Цилиндрическая передача [3, c.7] : SF = FTKFYFSYBYE / (bwmn) ? SFP, (2.3) где YFS - по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3b
YFS = 3,47 13,2 / zv- коэффициент формы зуба (2.4) zv1 = z / cos3b = 15 / cos321,86= 18,76;
zv2 = z / cos3b = 84 / cos321,86= 105. при x = 0; YFS1 = 4,16; YFS2 = 3,6;
По формуле (2.6) SF= 791,3?2,07?4,17?0,77?0,663 / (16?1,5) = 145,1 МПА, что меньше SFP=220 МПА - условие изгибной выносливости зубьев выполняется.
Для тихоходной ступени
Цилиндрическая передача [3, c.7] : SF = FTKFYFSYBYE / (bwmn) ? SFP, где YFS - по формуле (2.4) в зависимости от эквивалентного числа зубьев zv = z / cos3b zv1 = z / cos3b = 18 / cos311,478= 19,13;
zv2 = z / cos3b = 80 / cos311,478= 85. при x = 0; YFS1 = 4,16; YFS2 = 3,62;
Примечания 1 Так как силы Fr1и Fa1 получились положительными, то наклон z1Б и z2Б выбран правильно. 2 Для взаимокомпенсации осевых сил Fa на быстроходном валу 2я шестерня z1Б должна иметь правый наклон зубьев.
2.7 Проверочный расчет валов на изгиб и кручение
Предварительно для опор всех валов были приняты шариковые радиально - упорные однорядные легкой серии ГОСТ 831 - 75 (таблица 2.5) [7, c.421]
На рисунке 2.3 приведена расчетная схема быстроходного вала, усилия F в передачах и консольные нагрузки, реакции R в опорах, эпюры изгибающего момента Mx в горизонтальной и My вертикальной плоскостях и крутящего момента Т.
Результаты расчета вала приведены в таблице 2.6.
Таблица 2.6 Расчет быстроходного вала
Параметры Формула, источник Результаты расчета Примечание наименование обозначение
1 2 3 4 5
1 Длина, мм l1 с чертежа редуктора 26 l2 и из расчета 26 l3 66
2 Реакции опор, Н: из условия равновесия
- в плоскости Х RIX балок на двух опорах 791
RIIX 791
- в плоскости Y RIY 310
RIIY 310
- суммарные радиальные RI (R1x2 R1y2) 1/2 850
RII (R11x2 R11y2) 1/2 850
- осевые на опоре II FA 0
3 Изгибающие моменты в расчетных сечениях, Н?м: - от силы Fa1 Ma1 Fa1d1/2000 4
Принимаем шпонки призматические по ГОСТ 23360-78 [7, c.432].
Рисунок 2.6 Размеры шпонок
Напряжения смятия [8, c.128]: scm = 2000 Т / dklp ? [scm], где lp = l - b - расчетная длина шпонки; lct - длина ступицы насаживаемой детали;
k = h - t1- расчетная высота шпонки [scm] = ST / [S] - допускаемое напряжение смятия: для шпонок из стали 45 ST = 650 МПА, [S] = 2 - коэффициент запаса прочности [8, c.131]; [scm] = 325МПА.
Под действием Fy и Tz происходит сдвиг в плоскости стыка;
Mx, My, Fz вызывают отрыв (сжатие) стыка перпендикулярно его плоскости. Наиболее нагруженный болт № 2.
Внешние усилия в зоне наиболее нагруженного болта [8, c.113]: FMZ = Tz r/ (zr?), где r = (x12 y12)1/2 = (1712 652)1/2 = 183 мм - расстояние от центра масс стыка О до оси болта № 2;