Кинематический и силовой расчет привода к цепному конвейеру

Кинематический и силовой расчет привода к цепному конвейеру

1. Кинематический и силовой расчет привода к цепному конвейеру

-окружное усилие на тяговой звездочке  kH

окружная скорость на тяговой звездочке  м/с

мощность на выходном валу  к Вт

шаг тяговой цепи t=80 мм

число зубьев звездочки z=12

.2 Подбор электродвигателя

Значение КПД привода определяется как произведение частных КПД передач, входящих в кинематическую схему:

ŋ = ŋчп ŋпп2 ŋм ŋцп

где ŋчп -червячной передачи, ŋ1-2= 0.8

ŋпп - коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ŋ2 = 0,99

ŋм - КПД соединительной муфты, ŋм = 0,98

ŋцп -КПД цилиндрической передачи ŋцп=0.97

ŋ = 0,8 · 0,992 · 0,98 ·0.97 = 0,75

По исходным данным определяем частоту вращения входного вала привода (вала электродвигателя)

По исходным данным определяем потребляемую мощность двигателя

Рвых = F t V /1000, кВт

Затем определяем требуемую мощность электродвигателя

Р э.тр = Р вых /ŋ, кВт

Р э.тр =1.2 /0.75=1.6, кВт

Определение частоты вращения.

Частота вращения приводного вала

п вых =6 ·104 V /( π Dзв)

Dзв -диаметр тяговых звездочек

Dзв =Рзв /sin(180/zзв )

Dзв =100/ sin(180/12 )=309.09мм

п вых =6 ·104 ·0.16 /( π · 309.09)=9.88 об/мин

Подбираем электродвигатель 112МА8/700 мощностью2.2кВт, асинхронной частотой 700об/мин.

uоб =пэ.тр. / пвых =700/9.88=70.85

u1 = 2-цилиндрическая передача

u2=35.5-червячная передача

Кинематические расчеты

Частота вращения на валах:

Быстроходный вал п1 = пэл.д=700об/мин.

Промежуточный вал п2 = п1 / u1 =700/2=350 об/мин.

Тихоходный вал п3 = п2 / u2 =350/35.5=9.86 об/мин.

ω=π·n/30

ω1=π·n1/30=π·700/30=73.3 с-1

ω2=π·n2/30=π·350/30=36.65 с-1

ω3=π·n3/30=π·9.86/30=1.03 с-1

Мощность на валах

Р3=1200Вт

Р2= Р3/ ŋпп· ŋчп =1200/0.99·0.8=1515 Вт

Р1= Р2 / ŋпп · ŋцп =1515/0.97·0.99=1577Вт

Рэд= Р1/ ŋ м=1577/0.98 =1600Вт

Определение вращающих моментов на валах

Т1= Р1/ ω 1=1577/73.3 =21.52Нм

Т2= Р2/ ω 2=1515/36.65 =41.34Нм

Т3=Р3/ ω 3=1200/1.03 =1165.05 Нм

2. Расчет червячной передачи

.1 Выбор материала червяка и колеса

Для передач большей мощности применяют материал червяков с , шлифуют и полируют витки червяка.

Так как выбор материала для колеса связан со скоростью скольжения, определяют предварительно ожидаемую скорость скольжения

 м/c

Принимаем для колеса СЧ 15. Способ отливки в песок.

.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения для материалов группы 3.

 Н/мм

Допускаемые напряжения изгиба.

Коэффициент долговечности

где - время работы передачи, ч.

Определяем рабочее число циклов перемены напряжений для колеса за вес срок службы(при сроке службы 8 лет ,ксут =0.5 , к год =0.55 )

Lh =8·365·24·0.5·0.65=22776 ч

- общее число циклов перемены напряжений

-исходное допускаемое напряжение изгиба.

Для материалов 3 группы

=0.12=0.12·280=33.6 Н/мм

Допускаемое напряжение изгиба.

 Н/мм

.3 Межосевое расстояние.

Межосевое расстояние передачи определяют

 мм

Принимаем  мм

.4 Подбор основных параметров передачи

Число витков червяка зависит от передаточного числа

Число зубьев колеса.

Предварительное значение модуля передачи

 мм

Предварительное значение относительного диаметра червяка.

Коэффициент смещения.

.5 Геометрические размеры червяка и колеса

Диаметр делительный червяка.

 мм

Диаметр вершины витков.

 мм

Диаметр впадин

 мм

Длина нарезной части червяка

 мм

 мм

Диаметр делительной окружности колеса

 мм

Диаметр окружности вершин зубьев

 мм

Диаметр колеса наибольший

 мм

Диаметр впадин

 мм

Ширина венца

 при 1 и 2

 мм

.6 проверочный расчет передачи на прочность

Предварительно определяют: окружную скорость на червяке.

 м/c.

Скорость скольжения в зацеплении.

 м/c.

где угол

Материал остается тот же.

Затем определяем окружную скорость на колесе.

 м/c

Коэффициент нагрузки принимают

 при  м/c.

Расчетное контактное напряжение

 Н/мм2

Допускаемые контактные напряжения.

 Н/мм2

.7 КПД передачи

Коэффициент полезного действия червячной передачи

где  - приведенный угол трения

2.8 Силы в зацеплении

Окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке.

 Н.

Окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе.

 Н.

Радиальная сила

 Н.

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.

Расчетное напряжение изгиба.

 Н/мм

Цилиндрическая передача

Выбор материала, назначение термообработки и твердости рабочей поверхности зубьев колес

Выбираем материалы для шестерни и колеса сталь 45.

Определяем среднюю твердость колес.

НВ ср =0.5 (НВmin + НВmax )

НВ ср =0.5 (235 + 262 )=248

Базовые числа циклов нагружений

NHO=( НВ ср)3

NHO=2483=15252992

При расчете на изгиб NFO=4 · 106

Действительные числа циклов перемены напряжений : для колеса

N2=60n2 Lh

Определяем рабочее число циклов перемены напряжений для колеса за вес срок службы(при сроке службы 8 лет ,ксут =0.5 , к год =0.55 )

Lh =8·365·24·0.5·0.65=22776 ч

для шестерни

N1= N2u

где n2-частота вращения колеса

Lh-время работы передачи

u- передаточное число ступеней

N2=60 ·350 ·22776=478296000ч

N1=478296000·2=956592000ч

Коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям

КHL=1 т.к. N > NHO

Коэффициент долговечности при расчете на изгиб

Где m- показатель степени в уравнении прямой усталости m=6 при Т.О. улучшении

.4≤2.08

.45≤2.08

Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба

[σ]н=КHL[σ]но, МПа [σ]F=КFL[σ]FO, МПа

[σ]но=1.2 НВср+67

[σ]но=1.2· 248+67=365 Н/мм2

[σ]Fо=1.03 НВср

[σ]Fо=1.03 ·248=255 Н/мм2

[σ]н1=1·365=365 Н/мм2

[σ]F1=0.45·255=114Н/мм2

[σ]н2=1·365=365 Н/мм2

[σ]F2=0.4·255=102Н/мм2

Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Рассчитываем межосевое расстояние для первой ступени по формуле:

aw1 ≥ Кa ( u ± 1) 3√ (Т2 КHβ)/ ([ σ]н2 u2 Ψa), мм

где Кa = 49.5 -коэффициент межосевого расстояния

Ψa - коэффициент ширины зуба, Ψa = 0,35

КHβ - коэффициент концентрации нагрузки , КHβ=1

aw1 ≥ 49.5 ( 2+1) 3√ (41340)/ (3652·22 ·0.35)

aw1 ≥89мм

Полученное значение межосевого расстояния округляем до ближайшего большего по ГОСТу

aw1=100мм

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр

d2 =2 aw u/ ( u ± 1) , мм

d2 =2· 100 ·2/ (2± 1) =133 мм

ширина

b2 = Ψа • аw, мм

b2 =0.315·100=31.5мм=32мм

Модуль передачи

Предварительный модуль передачи

m1≥2Кm Т2 / d2 b2[σ]F

m1≥2·6.8· 41360/ 133· 32·102

m1≥1.3. мм

m1= 2мм

Угол наклона и суммарное число зубьев

Минимальный угол наклона зубьев

βmin=arksin 4 m/b2

βmin=arksin8/32=14.5

Суммарное число зубьев Z∑ =2 awcos βmin/m

∑ = 2 ·100cos 14.5/2=97

Определяем действительное значение угла β β=ark cos( Z∑ m/2 aw)

β=ark cos( 97· 2/2· 100)=14

Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

= Z∑/ (u ± 1)≥17 cos3 β

= 97/ (2± 1)≥17 cos3 14

Z1=32≥16

Число зубьев колеса

= Z∑- Z1

= 97-32=65

Фактическое передаточное число

uф= Z2 /Z1 uф= 65/32=2.03

Размеры колес

Делительные диаметры: шестерни d1 = Z1· m/ cosβ

Колеса d2 =2 aw - d1

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

шестерни dа1 = d1 + 2• m

df1 = d1 - 2.5• m

колеса   dа2 = d2 + 2• m

df2 = d2 - 2.5• m

Ширину шестерни определяют по соотношению b1 / b2 , при b2 =32мм

b1 / b2 =1.05,=32· 2/ cos14=66мм=2·100 -66=134мм

dа1 =66+ 2• 2=70мм

df1 =66- 2.5• 2=61мм

dа2 =134 + 2•2=138мм

df2 = 134 - 2.5• 2=129мм

b1 =32 ·1.05=100.7=34мм

Пригодность заготовок колес

Чтобы получить при Т.О. принятые для расчета механические характеристики материала, размеры заготовки колес не должны превышать предельно допустимых величин.

Для шестерни Dзаг =da +6 мм

Для колеса С заг =0.5 b2 Sзаг =8·m

Условия пригодности заготовок

Dзаг≤ Dпред С заг(Sзаг)≤ Sпред

Dзаг =70+6=76мм

С заг =0.5· 32=16мм

Sзаг =8·2=16мм

≤125

≤80

3. Конструктивная разработка валов

.1 Быстроходный вал

Диаметр (мм) консольного участка определяется по условию прочности:

 мм.

 мм.

Диаметр шейки вала под подшипник

 мм.

где глубина паза в ступице

Полученное значение округляем до стандартного значения

 мм.

Выбираем подшипник 206.

Диаметр буртика под подшипник

 мм.

где радиус подшипника,

.2 Промежуточный вал

Диаметр концевого участка вала определяется по формуле:

 мм.

Принимаем  мм.

Диаметр шейки под подшипник.

 мм

Принимаем  мм. Выбираем подшипник 206.

Диаметр буртика под подшипник.

 мм.

Диаметр вала в вместе установки колеса  определяем по условию сборки колеса с валом.

,  мм.

Диаметр буртика для колеса рассчитываем.

 мм.

 мм.

Диаметр  и длинна  ступицы зубчатого колеса определяем

 мм.

 мм.

Тихоходный вал

 мм.

Диаметр шейки вала под подшипник

 мм.

где глубина паза в ступице

Полученное значение округляем до стандартного значения

 мм.

Выбираем подшипник 212.

Диаметр буртика под подшипник

 мм.

где радиус подшипника,

Составляем расчетную схему по компоновке с учетом всех действующих сил для тихоходного вала.

Исходные данные:

 Н,  Н,  Н,

Определяем реакции в опорах.

Х2(84+176) +Fr 176+ Fa (d/2)176=0

Х2=[2383·176+788·(70/2)176]/( 84+176)=20286Н

Х1(84+176) -Fr 84+ Fa (d/2) 84=0

Х1=[-2383·84+788·(70/2)84]/( 84+176)=8150Н

Y1 (84+176) -Fr 84+ Fв (84+176+80)=0

Y1=[2383·84-906·(84+176+80)]/( 84+176)=-414

Y2 (84+176) +Fr 176+ Fв 80=0

Y2 =[-2383·176-906·80]/( 84+176)=-1891Н

Определяем результирующую реакцию

 Н.

 Н.

Определяем изгибающие моменты по длине вала. Делим вал на два участка от места опоры до середины колеса - 1 участок и от середины колеса до места опоры - 2 участок.

В плоскости xz:

участок 0 < z1 < 84

При z1 = 0 Му2 = 0

При z1 = 84 мм Му2 = Rх284=20282·84=17037048Н мм

участок 0 < z2 < 176

При z2 = 0 Му1 = Rх1 176 =8150·176=1434400Н мм

При z2 = 176 мм Му2 = 0

В плоскости yz:

участок 0 < z3 < 84

При z3 = 0 Мх2 = 0

При z3 = 126 Мх2 = Rу284=1891·84=158844Н мм

участок 0 < z4 < 176

При z4 = 0 Мх1 = Rу1 176= 176∙ 414=72864Н мм

Строим эпюру изгибающих моментов в плоскости yz.

Определяем крутящий момент:

Мкр = d1 Ft /2

Мкр =70 ∙ 6546/ 2 = 229110Нмм

Строим эпюру крутящих моментов.

Выбираем подшипник №7214, у которого  кН,  кН.

Выбираем коэффициенты   

Проверяем правильность подбора подшипника по более нагруженной опоре. Значения статической и динамической грузоподъемностей Со ,С

Определяем эквивалентную нагрузку:

Рэ = (ХVРr1 + Y ) Кσ КΤ

где, V - коэффициент, зависящий от вращения кольца V = 1 (т.к. вращается внутреннее кольцо).

Кσ - коэффициент, зависящий от нагрузки на подшипник, Кσ = 1

КΤ - коэффициент, зависящий от рабочей температуры, КΤ = 1

Рэ = (1.62 ∙ 1 ∙ 20286+ 1,45) ∙ 1 ∙ 1 =32864

Определяем расчетную долговечность в млн. об.:

L = (С/ Рэ )3 , млн. об.

L = (96 ∙ 103 / 32864)3 = 25.

Определяем расчетную долговечность в часах.:

Lh = (L ∙ 106 ) / 60n , ч

Lh = (25 ∙ 106) / 60 ∙ 9.86 = 42258 ч

Расчет ведомого вала на изгиб с кручением.

Определяем суммарный изгибающий момент.

 Нм.

Определяем эквивалентный момент

 Нм.

Диаметр вала под колесом

 мм

Оставляем ранее принятый размер  мм.

Фактический коэффициент запаса прочности по текучести определяется по формуле

SТ=σТ/К σэкв

Wнетто=πd3/32=π 953/32=84173 мм3

SТ=650/ 202=3.2>[ SТ]=1.6

Статическая прочность вала обеспечивается

Подбор и расчет шпонок.

Для быстроходного вала подбираем шпонку призматическую по диаметру  мм.,  мм.  мм.  мм.  мм.

Находим расчетную длину

 мм.

Выбираем шпонку 1 исполнения

 мм.

Принимаем шпонку длиной равной  мм.

Для тихоходного вала подбираем шпонку призматическую по диаметру

 мм.,  мм.  мм.  мм.  мм.

Находим расчетную длину

 мм.

Выбираем шпонку 1 исполнения

 мм.

Принимаем шпонку длиной равной  мм.

Проверочный расчет муфты.

Исходные данные:  Нм,  мм,  мм.

Для соединения валов двигателя и редуктора рекомендуется применять муфту упругую втулочно-пальцевую, которая компенсирует любые смещения валов (осевые, радиальные и угловые). Муфту подбираем по нормам МН 2090-64

Расчетный момент

 Нм

Основные размеры муфты в мм:

   мм.,

где: диаметр окружности расположения пальцев

диаметр пальца

10 число пальцев

длина пальца

длина втулки

Расчет пальцев на изгиб

 мПа.

Расчет резиновых втулок на смятие

Расчет элементов корпуса

1.       Толщина стенки корпуса редуктора

 мм.

 мм.

2.      
Толщина стенки крышки редуктора

 мм.

3.       Толщина верхнего пояса редуктора

 мм.

4.       Толщина нижнего пояса крышки редуктора

 мм.

5.       Ширина бокового фланца редуктора

 мм.

 мм.

6.       Ширина фланцев продольных сторон

 мм.

. Диаметр болтов для крепления корпуса к крышке редуктора

 мм.

 мм.

. Ширина фланцев продольных сторон редуктора

 мм.

 мм.

. Выступающая часть для подшипников

 мм.

.Диаметр и число винтов для крепления крышки подшипника к редуктора

 мм.

.Диаметр фланцев крышки подшипника

 мм.

. Диаметр для крепления смотровой крышки

 мм

 мм

13.     Диаметр и число винтов для крепления корпуса к плите

 мм.

 мм

14.     Диаметр штифта

 мм.

 мм

15.     Толщина нижнего пояса корпуса редуктора

 мм

 мм

6. Выбор смазочных материалов

Смазывание элементов передач редуктора производится окунанием нижних элементов в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение элемента передачи примерно на 10-20 мм. Объём масляной ванны V определяется из расчёта 0,25 дм3 масла на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 x 7,273 = 1,818 дм3.

По таблице 10.8[1] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях sH = 184,396 МПа и скорости v = 4,973 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 28 x 10-6 м/с2По таблице 10.10[1] принимаем масло индустриальное И-25А (по ГОСТ 20799-75*).

Выбираем для подшипников качения пластичную смазку ЦИАТИМ-203 по ГОСТ 8773-73 (см. табл. 9.14[1]). Камеры подшипников заполняются данной смазкой и периодически пополняются ей.

Таблица 1

Примечание: Значение υ, указанные в таблице, следует рассматривать как максимально допускаемые

Таблица 2

Таблица 3

Таблица 4

7. Сборка редуктора

вал червячный шпонка зубчатый

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

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

1. На ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100°С.

2. В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала, затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса и надевают крышку, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Затем ввертывают пробу маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловой маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона, закрепляют крышку болтами.

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

Литература

1.   Анурьев З. И. Справочник конструктора-машиностроителя; В 3 т., Т.1 - М.: Машиностроение, 1992.

.     Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студ. техн. спец. ВУЗов.

3.       Детали машин; Атлас конструкций. Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов/ В. Н. Беляев, И. С. Богатырев, А. В. Буланже и др.; Под ред. д-ра технических наук, проф. Д. Н. Решетова. - 4-е изд., перераб. и доп. - М. : Машиностроение, 1979.

.        Иванов М.Н. Детали машин. М.: Высшая школа, 1991.

.        . С.А. Чернавский и др. Курсовое проектирование деталей машин, Машиностроение, Москва, 1979.