Привод цепного транспортёра
Привод цепного транспортёра
Пояснительная записка
ДМ 001-03.00.00 ПЗ
Введение
привод цепной транспортер
В рамках данного проекта, необходимо разработать привод цепного
транспортёра, состоящего из асинхронного электродвигателя, двухступенчатого
цилиндрического редуктора соосный с осями валов, расположенными в вертикальной
плоскости, упругой муфты, а так же из приводного вала с тяговыми звездочками .
Цепной транспортёр - машина непрерывного транспорта для горизонтального
перемещения штучных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении.
Редуктор может применяться в различных устройствах, помимо данного. В
редукторе используются: цилиндрическая передача с шевронными
колёсами - для увеличения возможного передаточного числа.. Данная комбинация позволяет
увеличить нагрузочную способность, продолжительность работы благодаря снижению
напряжений изгиба. При этом, материальные затраты остаются приблизительно на
одинаковом уровне (в сравнении с редуктором, имеющим прямозубые колёса).
В данном случае, имеется конструкция, работающая от трёхфазного
асинхронного электродвигателя мощностью 5.5 кВт и синхронной частотой вращения
960 об/мин.
Среди недостатков таких передач необходимо отметить повышенные требования
к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость, не
позволяющую компенсировать динамические нагрузки. Однако отмеченные недостатки
не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими.
Вследствие своих достоинств, они широко распространены во всех отраслях машиностроения.
Исходным документом для проектирования является техническое задание.
Проектирование проводилось с учётом основных принципов:
·
Все детали и
сборочные единицы должны обладать одинаковой степенью соответствия требованиям
надёжности, точности, жёсткости и прочности;
·
Конструируемое
изделие должно иметь рациональную компоновку сборочных единиц, обеспечивающую
малые габариты, удобство сборки;
·
Конструируемое
изделие должно соответствовать требованиям унификации и стандартизации;
При выполнении проекта первоначально был разработан эскизный проект,
включающий в себя кинематический расчёт привода, расчёт редукторных передач.
Эскизный проект являлся основой для разработки технического проекта.
На этой стадии расчёт изделия выполняется одновременно с вычерчиванием
элементов конструкции. Разработка проекта проводилась с использованием ЭВМ.
1. Анализ передаточного механизма
1.1
Подбор электродвигателя
Нахождение мощности на выходе:
РВЫХ = FtJ /10 3=5000*0,75/10 3=3.75кВт
Определение общего КПД привода.
hобщ = hзуб × h4подш × h2муфты,
где: hзуб - КПД зубчатой передачи;
hподш - КПД подшипников;
hмуфты - КПД муфты.
hмуфты = 0,98; hзуб = 0,97; hподш = 0,99;
hобщ = 0,97 × 0,994 × 0,982 = 0,895.
Определение требуемой мощности электродвигателя.
Определение
частоты вращения вала электродвигателя.
nвх = nв
× uред,
nвх = nв
× u = 56 ×uред
≈ 1000 об/мин.
Исходя из мощности, ориентировочных значений частот вращения, используя
табл. 24.9 (уч. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов) выбран тип электродвигателя:
АИР 132S6/960 (dвала эл.=38мм.)
1.2 Анализ
цилиндрического редуктора
Уточнение передаточных чисел редуктора
Uд
= Uред = 17,143
Uт
=
б=
2.
Эскизное проектирование редуктора
2.1 Предварительный расчет валов
Определение вращающего момента на приводном валу.
Определение
вращающего момента на тихоходном, промежуточном и быстроходном валах
Крутящий
момент в поперечных сечениях валов
Быстроходного Tб= 40,78 H×м
Промежуточного Tпр=
167,44 H×м
Тихоходного Tт= 650 H×м
Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов
редуктора определяют по формулам:
Для
быстроходного: 
Для
промежуточного: 
Для
тихоходного: 
2.2 Расчет расстояния между деталями передач.
Необходимый
зазор между колесами и стенками корпуса 
, где 
- расстояние между внешними поверхностями деталей
передач. То есть 
.
Расстояние
между дном корпуса и поверхностью колес: 
Расстояние
между торцовыми поверхностями колес: 
2.3 Выбор
типа и схемы установки подшипников.
Выбираем шариковые радиальные однорядные подшипники по ГОСТ 8338-75.
Для быстроходного вала: 308 d=40мм, D=90мм, В=23мм, r=2,5мм;
Для промежуточного: 307 d=35мм,
D=80мм, В=21мм, r=2,5мм;
Для тихоходного: 312 d=60мм,
D=130мм, В=31мм, r=3,5мм;
3. Уточнённый расчёт валов
.1 Расчёт быстроходного вала
=1268,5 Н; Fr=470,5 Н; Fa=249,2 Н; Т=40,78 Н·м
Находим
реакции опор А и Б:
Нормальные
и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
; 
;
-суммарный
изгибающий момент, где 
-коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 );
-крутящий
момент.
-осевая
сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так
как 
, то вал выдерживает заданную нагрузку.
3.2 Расчет промежуточного вала
Находим
реакции опор А и Б:
Нормальные
и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
; ;
-суммарный
изгибающий момент, где -коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 );
-крутящий
момент.
-осевая
сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь поперечного
сечения;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так
как , то вал выдерживает заданную нагрузку.
.3
Расчет тихоходного вала
=5068,1
Н; Fr=1873,9 Н; Fa= 906,6Н; Т=650 Н·м
Fк=
=3187 Н;
Находим
реакции опор А и Б:
Нормальные
и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
; ;
-суммарный
изгибающий момент, где -коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 );
-крутящий
момент.
-осевая
сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так
как , то вал выдерживает заданную нагрузку.
3.4 Расчет приводного вала
Находим реакции опор А и Б:
Определяем
нормальные и касательные напряжения при действии максимальных нагрузок:
-суммарный
изгибающий момент, где -коэффициент перегрузки(для асинхронных двигателей =2,2 ).
-осевая
сила;
-момент
сопротивления сечения вала;
-площадь
поперечного сечения;
-крутящий
момент;
-момент
сопротивления сечения вала;
Так
как , то вал выдерживает заданную нагрузку.
4.
Расчёт подшипников на долговечность
Быстроходный
вал: Подшипники шариковые однорядные 308 ГОСТ 8338-75: d=40мм, D=90мм,
В=23мм, Сor=22,4 кН, Сr=41,0 кН.
V=1.0 - при
вращении внутреннего кольца подшипника
Данный
подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Подбор
посадки подшипника.
Внутреннее
кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.
По
таблице 7.8 [2] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное
кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.
По
таблице 7.9 [2] выбирается поле допуска на отверстие L0.
Промежуточный
вал: Подшипники шариковые однорядные 307 ГОСТ 8338-75: d=35мм, D=80мм,
В=21мм, Сor=18,0 кН, Сr=33,2 кН
м
V=1.0 - при
вращении внутреннего кольца подшипника
Данный
подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Подбор
посадки подшипника.
Внутреннее
кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.
По
таблице 7.8 [2] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное
кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.
По
таблице 7.9 [2] выбирается поле допуска на отверстие L0.
Тихоходный
вал: Подшипники шариковые однорядные 312 ГОСТ 8338-75: d=60мм, D=130мм,
В=31мм, Сor=48,0 кН, Сr=81,9 кН.
V=1.0 - при
вращении внутреннего кольца подшипника
Данный
подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Подбор
посадки подшипника.
Внутреннее
кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.
По
таблице 7.8 [2] выбирается поле допуска на вал k6.
Наружное
кольцо подшипника неподвижно, нагружение местное.
По
таблице 7.9 [2] выбирается поле допуска на отверстие L0.
Приводной
вал: Подшипники радиальные сферические двухрядные
:
d=65мм, D=120мм, В=23мм, Сor=17.3 кН, Сr=31
кН.
V=1.0 - при
вращении внутреннего кольца подшипника
Данный
подшипник годен, т.к. расчётный ресурс больше требуемого.
Подбор
посадки подшипника.
Внутреннее
кольцо подшипника вращается, нагружение циркуляционное.
По
таблице 7.8 [2] выбирается поле допуска на вал k6.
По
таблице 7.9 [2] выбирается поле допуска на отверстие L0.
5.
Расчет сварного соединения
Вид сварки: выбираем сварку ручную электродами повышенного качества.
Данный способ соединений применен в конструкции приводного вала, в частности
сварных звездочек. В данном случае примененяются специальные втулки к которым
привариваются звездочки, образуя единую конструкцию, что обеспечивает нам
удобство сборки узла и простоту точения самого приводного вала при его
изготовлении.
Имеем тавровое соединение угловыми швами.
Соединение рассчитывается по касательным напряжениям, опасное сечение
находится по биссектрисе прямого угла.
t = (Тз/2)/Wк £ [t’],
где [t’] -
допускаемое напряжение при статической нагрузке для сварных швов . Определяется
в долях от допускаемого напряжения растяжения соединяемых деталей;
Тз - вращающий момент на звездочке, Тз = 443,72 Нм;к - момент
сопротивления при кручении.
Для полого круглого сечения
Wк = (p*D2*0,7*k)/4,
к - катет сварного шва, он находится в пределах 0,5*d £ k £ d ,
d -
толщина меньшей из свариваемых заготовок, d = 8 мм;
к = 5мм;
Wк =
3,14*662*0,7*5/4 =14368,6 мм3;
Так как сварка ручная электродами повышенного качества, то
[t’] = 0,65*[s]р,
[s]р
= sт / S,
где S - коэффициент безопасности.
S =
1,35…1,6
В качестве материала используем сталь 3:
sт = 220 МПа, S =
1,4.
Тогда [s]р
=220/1,4 = 157,14 МПа,
[t’] = 0,65*157,14 = 102,14 МПа.
t = (443,75*103/2)/14368,6 = 15,44 МПа.
Получили, что t =
15,44 МПа £ [t’] = 102,14 МПа.
6.
Выбор смазки редуктора
Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа
трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров,
коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь
надежную смазку.
В настоящее время в машиностроении для смазывания передач широко
применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают
масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. При их вращении масло
увлекается зубьями, разбрызгивается, попадает на внутренние стенки корпуса,
откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц
масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса
деталей.
Картерную смазку применяют при окружной скорости зубчатых колес и
червяков от 0,3 до 12,5 м/с. При более высоких скоростях масло сбрасывается с
зубьев центробежной силой и зацепление работает при недостаточной смазке. Кроме
того, заметно увеличиваются потери мощности на перемешивание масла и повышается
его температура.
Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин. Принцип
назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше
должна быть вязкость масла, чем выше контактные давления в зубьях, тем большей
вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в
зависимости от контактного напряжения и окружной скорости колес. Предварительно
определяют окружную скорость, затем по скорости и контактным напряжениям
находят требуемую кинематическую вязкость и марку масла.
По табл. 11.1 и 11.2 (П.Ф.Дунаев, О.П.Лелиликов) выбираем масло
И-Г-А-32 ГОСТ 20799-88.
В соосных редукторах при расположении валов в горизонтальной плоскости в
масло погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Если глубина
погружения колеса окажется чрезмерной, то снижают уровень масла и устанавливают
специальное смазочное колесо.
Hmax=68мм,
Hmin=60мм.
7.
Проверка прочности шпоночного соединения
Все шпонки
редуктора призматические со скругленными торцами, размеры длины, ширины,
высоты, соответствуют ГОСТ 23360-80. Материал шпонок - сталь 45
нормализованная. Все шпонки проверяются на смятие из условия прочности по
формуле:
Допускаемое
напряжение смятия [
см]=200МПа
Быстроходный
вал: 40.78 Н·м;
Выходной
конец вала =Ø38мм; b·h·l =6·6·502;
Промежуточный
вал: 167,44 Н·м;
Диаметр
вала: Ø38мм; b·h·l
=12·8·40;
Тихоходный
вал: 650 Н·м;
Диаметр
вала: Ø70мм; b·h·l
=20·12·55;
Выходной
конец вала: Ø52мм; b·h·l
=16·10·50;
8.
Подбор муфты
Муфта комбинированная (упругая и предохранительная) с разрушающимся
элементом.
Предохранительная муфта отличается компактностью и высокой точностью
срабатывания. Обычно применяется в тех случаях ,когда по роду работы машины
перегрузки могут возникнуть лишь случайно .Может работать только при строгой
соосности валов .В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты
,выполняемые из стали или из хрупких материалов(серый чугун ,бронза).В момент срабатывания
штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь
.Для удобства эксплуатации муфты в гнезде ставят комплект втулок вместе со
штифтом .В этом случае сопряжение втулок с полумуфтами H7/h6, штифта с
втулками H7/g6.Одну из полумуфт устанавливают при посадке Н7/f7,предусматривая по торцам
минимальный зазор 0.05…0.10 мм .Чтобы торцы втулок не задевали друг за друга
,следует предусматривать зазор на 0.05…0.10 мм больший ,чем между торцами
полумуфт.
Муфта упругая втулочно-пальцевая по ГОСТ 21424-75.
Отличается
простотой конструкции и удобством монтажа и демонтажа. Обычно применяется в
передачах от электродвигателя с
малыми крутящими моментами. Упругим
элементом здесь служат резиновая торообразная оболочка. Из-за сравнительно небольшой
толщины оболочки муфты обладают малой податливостью и применяются в основном
для компенсации несоосности валов в небольших пределах (
3 мм; 
0.10…0,15 мм; 0,6/100
мм/мм ).
Материал полумуфт - чугун СЧ20.
Материал пальцев - сталь 45.
Для проверки прочности рассчитывают пальцы на изгиб, а резину - по
напряжениям смятия на поверхности соприкасания втулок с пальцами. При этом
полагают, что все пальцы нагружены одинаково, а напряжения смятия распределены
равномерно по длине втулки:
где
z - число пальцев, z = 8. Рекомендуют принимать 
= 1,8...2
МПа.
Тогда
Пальцы
муфты изготовляют из стали 45 и рассчитывают на изгиб:
Допускаемые
напряжения изгиба 
, где 
- предел
текучести материала пальцев, МПа. Зазор между полумуфтами С=6мм
Список
используемой литературы
1.
М.Н. Иванов.
Детали машин. М.: «Машиностроение», 1991.
2.
П.Ф. Дунаев,
О.П.Леликов - Конструирование узлов и деталей машин. М.: «Высшая школа», 1985.
3.
Д.Н. Решетов -
Детали машин. Атлас конструкций в двух частях. М.: «Машиностроение», 1992.
4.
О.А. Ряховский -
Атлас конструкций узлов и деталей машин. М.: Издательство МТУ им. Н.Э. Баумана,
2005.