Привод цепного конвейера

Привод цепного конвейера

Содержание

Задание

Введение

.         Кинематический расчет

.         Расчет закрытой зубчатой передачи

.         Предварительный расчет валов

.         Расчет плоскоременной передачи

.         Подбор и проверка подшипников

.         Уточненный расчет валов

.         Выбор и проверка шпоночных соединений

.         Конструктивные элементы корпуса

.         Смазка редуктора

.         Выбор посадок

.         Сборка редуктора

Литература

Задание 1 вариант 9

Привод цепного конвейера

Р3 = 6,0 кВт

w = 3,3p рад/с

Введение

Привод - устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или повышающей передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Данный привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого цилиндрического редуктора и плоскоременной передачи. Соединение вала редуктора с рабочим валом дробилки осуществляется с помощью муфты.

Наибольшее распространение в промышленности получили трехфазные асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19523 - 81.

Достоинством цилиндрической передачи является простота изготовления и дешевизна, а использование косозубых колес позволяет уменьшить габариты передачи. Недостатки: небольшое передаточное число (до 6,3). Однако, двухступенчатые редукторы позволяют реализовать передаточные числа до 50.

В приводах технологических машин для понижения частоты вращения вала электродвигателя применяют ременные передачи: плоскоременные, клиноременные и с поликлиновыми ремнями, чаще всего для этой цели используются клиноременные передачи. Недостатком плоскоременных передач являются большие габариты передачи и сложность передачи больших мощностей. В настоящее время плоскоременные передачи применяются мало.

1       
Кинематический расчет

.1 Общий КПД привода

h = h1h2h32 = 0,96×0,97×0,9952 = 0,922,

где h1 = 0,97 - КПД плоскоременной передачи,

h2 = 0,96 - КПД зубчатой передачи,

h3 = 0,995 - КПД пары подшипников.

.2 Требуемая мощность электродвигателя

Ртр = Р/h = 6,0/0,922 = 6,51 кВт.

Выбираем электродвигатель 4А132S4УЗ [1с. 391]:

мощность - 7,5 кВт

число оборотов - 1455 об/мин

.3 Передаточное число

Число оборотов рабочего вала

= 30w/p = 30×3,3p/p = 99 об/мин,= n1/n3 = 1455/99 =14,7.

Примем для закрытой зубчатой передачи u2=5,0 [c. 36], тогда для

плоскоременной передачи

= u/u2 =14,7/5 = 2,94

1.4 Числа оборотов валов и угловые скорости

= nдв= 1455 об/мин,

w1 = n1p/30= 1455×p/30 = 152,4 рад/с,= n1/u1 = 1455/2,94 = 495 об/мин,

w2 = n2p/30=495×p/30 = 51,8 рад/с,= n2/u2 = 495/5,0 = 99 об/мин,

w3 = n3p/30 = 99×p/30 = 10,4 рад/с.

.5 Крутящие моменты

Тдв = Ртр/w1 = 6,51×103/152,4 = 42,7 Н×м,

Т2 = Тдвu1h1h3 = 42,7×2,94×0,96×0,995 = 120,0 H×м,

Т3 = Т2u2h2h3 = 120,0×5,0×0,97×0,995 = 578,9 H×м.

2 Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1     Выбор материалов зубчатой пары

Выбираем сталь 40Х:

шестерня: термообработка - улучшение до НВ250;

·   колесо: термообработка - нормализация НВ220.

2.2     Допускаемые контактные напряжения [1c. 33]:

[sН] = (2HB+70)KHL / [SH] = (2×220+70)×1/1,1 = 464 МПа,

где KHL = 1 - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации;

[SH] = 1,1 - коэффициент безопасности.

Срок службы привода:

Т = LДСt

где L = 5 лет - срок эксплуатации привода;

Д = 300 дней - число рабочих дней в году;

С = 2 смена - число смен за сутки;= 8 часов - продолжительность смены

Т = 5∙300∙2∙8 = 24000 часов

2.3     Допускаемые изгибные напряжения:

[sF] = 1,8×HB/[SF],

где [SF] - коэффициент безопасности:

[SF] = [SF]’×[SF]’’ = 1×1,75 =1,75,

где [SF]’ = 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала [1c. 45],

[SF]’’ = 1 - коэффициент способа получения заготовки [1c. 44].

колесо: [sF]2 = 1,8×220/1,75 = 226 МПа.

2.4     Межосевое расстояние

,

где K = 49,5 - для прямозубых передач [1 c. 32],

yba = 0,315 - коэффициент ширины колеса [1 c. 33],b = 1,1 - при симметричном расположении колес [1 c. 32]= 49,5×(5+1)×[578,9×103×1,1/(4642×52×0,315)]1/3 = 214 мм

Принимаем по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aW = 200 мм

2.5     Модуль зацепления

= (0,01 ¸ 0,02)аW = (0,01 ¸ 0,02)×200 = 2,0 ¸ 4,0 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 c. 36] m = 2 мм

2.6     Число зубьев

·   суммарное zc = 2aW/m = 2×200/2 = 200,

·   шестерни z1 = zc/(u+1) = 200/(5+1) = 33,

·   колеса z2 = zc-z1 = 200- 33 = 167;

уточняем передаточное отношение:

= z2/z1 = 167/33 = 5,06.

2.7     Основные размеры зубчатой пары:

делительные диаметры:

= mz1 = 2×33 = 66 мм,= 167×2 = 334 мм;

диаметры выступов:

= d1+2m = 66+2×2 = 70 мм,= 334+2×2 = 338 мм;

диаметры впадин:

= d1- 2,5m = 66 - 2,5×2 = 61 мм:= 334-2,5×2 = 229 мм;

ширина колеса:

= ybaaW = 0,315×200 = 63 мм;

ширина шестерни:

= b2+5 = 63+5 = 68 мм;

коэффициент ybd = b1/d1 = 68/66 = 1,03.

2.8     Окружная скорость

= pdn/6×104 = p×66×495/6×104 = 1,71 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности.

2.9     Уточняем коэффициент нагрузки:

= KHbKHV = 1,05×1,04 = 1,09,

где KHb = 1,04 - коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца [1c. 39],= 1,05 - динамический коэффициент [1c. 40].

2.10   Расчетное контактное напряжение

=

= 310/200×[578,9×103 ×1,09×(5,06+1)3/(63×5,062)]1/2 = 457 МПа.

Недогрузка (464-457)·100/464 = 1,5%

2.11   Силы действующие в зацеплении

·   окружная Ft = 2T3/d2 = 2×578,9×103/334 = 3466 Н;

·   радиальная Fr = Fttga = 3466×tg20° =1262 H.

2.12  
Проверка зубьев по напряжениям изгиба. Расчетное изгибное напряжение

sF = FtKFYF/(bm),

где Y - коэффициент формы зуба [1c. 42]:

при z1 = 33 ® YF1 = 3,77

при z2 = 167 ® YF2 = 3,60

отношение [sF]/YF:

шестерня [sF]1/YF1 = 257/3,77 = 68,2 МПа;

колесо [sF]2/YF2 = 226/3,6 = 62,8 МПа;

так как [sF]2/YF2 < [sF]1/YF1 то расчет ведем по зубьям колеса.

коэффициент нагрузки [1c. 42].

= KFbKFV = 1,10×1,25 = 1,38,

где KFb = 1,10 - коэффициент концентрации нагрузки [1c. 43],= 1,25 - коэффициент динамичности [1c. 43].

sF2 = 3466×1,38×3,6/(63×2) = 137 МПа.

Условие sF2 < [sF]2 выполняется.

3. 
Предварительный расчет валов

3.1     Быстроходный вал

 = [16×120,0×103/(p×15)]1/3 = 34 мм,

где [tк] = 15÷20 МПа - допускаемое напряжение на кручение;

принимаем диаметр выходного конца dв1 = 35 мм,

диаметр вала под уплотнением dу1 = 40 мм,

диаметр вала под подшипником dп1 = 45 мм,

Вал выполнен заодно с шестерней.

3.2 Тихоходный вал

> [16×578,9×103/(p×20)]1/3 = 53 мм;

принимаем диаметр выходного конца dв3 = 55 мм,

диаметр вала под уплотнением dу3 = 60 мм,

диаметр вала под подшипником dп3 = 65 мм,

диаметр вала под колесом dк3 = 70 мм.

3.3 Конструктивные размеры колеса

длина ступицы lcт = (1,0 ¸ 1,5)dк = (1,0 ¸ 1,5)×70 = 70 ¸105 мм,

принимаем lст = 100 мм

толщина обода S = 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05×63 = 8 мм

толщина диска С > 0,25b2 = 0,25×63 = 16 мм

4. 
Расчет плоскоременной передачи

.1       Диаметр малого шкива

 = 6×(42,7×103)1/3 =209 мм,

принимаем по ГОСТ 17383-73 [1c. 120] d = 200 мм

4.2     Диаметр большого шкива

= d1u(1-e) = 200×2,94×(1-0,01) = 582 мм,

примем d2 = 560 мм.

Уточняем передаточное отношение:

зубчатый передача закрытый вал

u = d2/d1(1-e) = 560/200×(1-0,01) = 2,83.

.3       Межосевое расстояние

= 2(d1+d2) = 2×(200+560) = 1520 мм.

.4       Длина ремня

= 2a+0,5p(d1+d2)+(d2-d1)2/(4a) =

= 2×1520+0,5p(200+560)+(560-200)2/(4×1520) = 4255 мм.

.5       Угол обхвата малого шкива

a1 = 180-57(d2-d1)/a = 180-57×(560-200)/1520 = 167°

.6       Скорость ремня

= pd1n1/60000 = p×200×1455/60000 = 15,2 м/с.

.7 Окружная сила

= P/V = 6,51×103/15,2 = 428 Н.

4.8     Выбираем ремень Б800 с числом прокладок

= 3, dо = 1,5 мм, ро = 3 Н/мм [1c. 119]

4.9     Коэффициент угла обхвата

= 1-0,003(180-a1) = 1-0,003×(180-167) = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

= 1,04-0,0004V2 = 1,04-0,0004×15,22 = 0,95.

Коэффициент угла наклона передачи СН = 1,0.

Коэффициент режима работы Ср = 1,0 - при постоянной нагрузке.

4.10   Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

[p] = poCaCНСрСv = 3×0.96×0.95×1.0×1.0 = 2.74 Н/мм.

4.11   Ширина ремня

> Ft/(z×[p]) = 428/(3×2,74) = 52 мм,

примем b = 63 мм [1c. 50].

4.12   Предварительное натяжение ремня

= s0×b×d = 1,8×63×4,5 = 510 Н,

где s0 = 1,8 МПа - для кожаных ремней,

d = 4,5 мм - толщина ремня.

4.13   Нагрузка на вал

в = 3F0sina1/2 = 3×510sin167°/2 = 1520 Н.

5. Подбор и проверка подшипников

.1 Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии N209 - для быстроходного вала и N213 - для тихоходного вала

.2 Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 5.1 - Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость:

åma = 78Ft - Bx156 = 0,= Ax = Ft/2 = 3466/2 = 1733 H,= 1733×78 =135,1 H×м.

Вертикальная плоскость:

= (1520×80+1262×78)/156 =1410 H,

= Fв+By - Fr =1520+1410-1262 =1668 H,

=1520×80 = 121,6 Н×м,= 1410×78 = 110,0 Н×м.

Суммарные реакции опор:

 = (17332 +16682)1/2 = 2405 Н,

= (17332 +14102)1/2 = 2234 Н.

5.3 Эквивалентная нагрузка. Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику А

В случае отсутствия осевой нагрузки:

= XVFRBKбKт = 1×1×2405×1,5×1 = 3608 Н,

где Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки,= 1 - вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212],

Кб = 1,5 - коэффициент безопасности [c. 214],

КТ = 1 - работа при t < 100o C [c. 214].

.4 Расчетная долговечность подшипника

= 106/(60×495)×(33,2×103/3608)3 = 26234 часа

Полученное значение больше ресурса работы привода Т=24000 часов

.5 Схема нагружения тихоходного вала

На тихоходный вал действует неизвестная консольная сила от цепного конвейера. Принимаем ее равной Fв = 4000 Н

Рис. 5.2 - Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость:

åmс =100Fв + 80Ft - 160XD= 0,

XD= (4000·100 + 3466·80)/160 = 4233 H,= 4000 - 3466 + 4233 = 4767 Н,= 4000×100 = 400,0 H×м.= 4233×80 = 338,6 H×м.

Вертикальная плоскость:

= YD = Fr/2 =1262/2 = 631 H,= YC56 = 631×80 = 50,5 Н×м,

Суммарные реакции опор:

 = (47672 + 6312)1/2 = 4809 Н.

 = (42332 + 6312)1/2 = 4278 Н.

.6 Эквивалентная нагрузка

Р = 4809×1,5 = 7213 Н.

.7 Расчетная долговечность подшипника

= 106/(60×99)×(56,0×103/7213)3 = 78.8 тыс часа.

Полученное значение больше ресурса работы привода Т=24000 часов

6. Уточненный расчет валов

.1 Быстроходный вал

Так как вал изготовлен заодно с шестерней, то в опасном сечении (под шестерней) диаметр вала намного превосходит расчетный. Рассмотрим сечение С - С под опорой А. Концентрация напряжений, обусловлена подшипником, посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала - сталь 45, термическая обработка-улучшение sв=780 МПа.

Пределы выносливости:

·   при изгибе s-1 » 0,43sВ = 0,43×780 = 335 МПа

·   при кручении t-1 » 0,58s-1 = 0,58×335 = 193 МПа

Суммарный изгибающий момент Ми = Му = 121,6 Н×м

Осевой момент сопротивления:

= pd3/32 = p×453/32 = 8,95×103 мм3.

Полярный момент сопротивления:

= 2W = 2×8,95×103 = 17,9×103 мм3.

Амплитуда нормальных напряжений:

sV = МИ / Wнетто = 121,6×103/8,95×103 = 13,6 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

tV = tm = Т1/(2Wр) = 120,0×103/(2×17,9×103) = 6,7 МПа.

Коэффициенты:

s/es = 3,8 [1c. 166];t/et = 0,6(ks/es)+0,4 = 0,6×3,8+0,4 = 2,7;

yt = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

 = 335/(3,8×13,6) = 6,5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

 = 193/(2,7×6,7+0,1×6,7) = 10,3

Общий коэффициент запаса прочности.

 = 10,3×6,5/(6,52 +10,32)1/2 = 5,5 > [s] = 2,5 [1c. 162]

.2 Тихоходный вал

Опасное сечение Е - Е проходит под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом

Суммарный изгибающий момент:

Ми = Мy= 400 Н×м.

Осевой момент сопротивления:

= pd3/32 = p×653/32 = 27,0×103 мм3.

Полярный момент сопротивления:

= 2W = 2×27,0×103 = 54,0×103 мм3.

Амплитуда нормальных напряжений:

sV = МИ / Wнетто = 400×103/27,0×103 =14,8 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

tV = tm = Т3/(2Wр) = 578,9×103/(2×54,0×103) = 10,7 МПа.

Коэффициенты:

yt = 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

 = 335/(4,6×14,8) = 4,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

 = 193/(2,7×10,7+0,1×10,7) = 6,4

Общий коэффициент запаса прочности.

 = 6,4×4,9/(6,42 + 4,92)1/2 = 3,9 > [s] = 2,5 [1c. 162]

7. Выбор и проверка шпоночных соединений

.1 Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78 [c. 169]

Напряжение смятия шпонки:

 = 100 МПа [c. 170]

где l - длина шпонки; b - ширина шпонки; t1 - глубина паза вала

.2 Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце ведущего вала

´h´l=10´8´40 мм

sсм = 2×120000/35×(8 - 5)×(40 - 10) = 76,2 МПа.

.3 Тихоходный вал. Шпонка под колесом b´h´l = 20´12´90 мм

sсм = 2×578,9×103/[70×(12 - 7,5)×(90 - 20)] = 52,5 МПа

7.4     Шпонка на выходном конце b´h´l = 16´10´70 мм

sсм = 2×578,9×103/[55×(10- 6,0)×(70- 16)] =97,5 МПа.

Условие sсм < [s]см выполняется во всех случаях

8. Конструктивные элементы корпуса

.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

d = 0,025аW+1 = 0,025×200+1 = 6 мм,

принимаем d = 8 мм.

8.2     Толщина фланцев

= 1,5d = 1,5×8 = 12 мм.

8.3     Толщина нижнего пояса

р = 2,35d = 2,35×8 = 20 мм.

8.4     Толщина ребер

= b = 8 мм

8.5     Диаметр болтов

·   фундаментных: d1 = 0,036аW +12 = 0,036×200+12 = 19 мм,

примем болты М20;

·   болты у подшипников d2 = 0,75d1 = 0,75×20 = 15 мм,

примем болты М16;

·   болты, соединяющие крышку с корпусом d3 = 0,6d1 = 0,6×20 = 12 мм,

примем болты М12.

8.6    
Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса

·   по диаметру А » 1,2d = 1,2×8 = 10 мм;

·   по торцам А1 » d = 8 мм.

9. Смазка редуктора

.1 Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием колес в масляную ванну

Объем масляной ванны:

= (0,5 ¸ 0,8)Р = (0,5 ¸ 0,8)×6,5 » 4,0 л.

Рекомендуемое значение вязкости масла при окружной скорости колес

= 1,7 м/с ® n = 34×10-6 м2/с.

По этой величине выбираем масло индустриальное И-30А [1c. 253].

9.2     Смазка подшипниковых узлов - консистентная

В качестве смазочного материала выбираем пластичный смазочный материал УТ-1.

10.Выбор посадок

Посадки назначаем согласно рекомендациям [1c. 263]:

посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82;

посадка полумуфты и шкива на валы редуктора Н7/n6;

шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

11.Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку проводят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

·   на ведущий вал насаживают мазеудерживающее кольцо, втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 100оС,

·   В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем нагревают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и предварительно нагретые подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают регулирующие прокладки и ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения.

На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, надевают и закрепляют шкив ременной передачи.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, установленной техническими условиями.

Литература

1. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.

. Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк. 1980.

. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

. Дунаев Н.В. Детали машин. Курсовое проектирование. - М. 2002 г.

. Альбом деталей машин.

. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978.

. Федоренко В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.: Машиностроение, 1988.