Расчет привода ленточного конвейера
Введение
Редуктором называют механизм,
состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного
агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора - понижение
угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с
валом ведущим.
Нам в нашей работе необходимо
спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также подобрать муфты,
двигатель, спроектировать раму. Редуктор состоит из чугунного корпуса, в
котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал
и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной - так же
посредством муфты соединяется с приводным валом барабана конвейера.
1. Кинематический и силовой расчёт
привода
Целью кинематического расчета
является подготовка исходных данных для проектирования передач
Исходными данными для расчета
являются: окружная сила на рабочем органе F, кН; скорость движения ленты или
тяговой цепи V, м/с; диаметр барабана Dб, мм; или число зубьев Z и шаг тяговой
звездочки t, мм.
Определение мощности на приводном
валу Pпр
пр = Ft.V,
где Pпр- мощность на приводном валу,
кВт; Ft - тяговое усилие цепи конвейера, кН, 7,2; V - скорость движения цепи,
м/с, 0,7.пр = 3,25·0,23 = 0,75 кВт
Определение КПД привода (таблица 1)
привод ленточный конвейер редуктор
Таблица 1
Значения КПД и передаточных чисел
звеньев кинематической цепи
Элемент кинематической цепи
|
К.п.д.
|
U рек
|
Зубчатая передача открытая:
|
|
|
цилиндрическая
|
0,95... 0,97
|
2...8
|
коническая Зубчатая передача закрытая:
|
0,94... 0,96
|
1,5...6,3
|
цилиндрическая
|
0,97... 0,99
|
2...6,3
|
коническая
|
0,96... 0,98
|
1,5...4
|
планетарная
|
0,97... 0,99
|
3...9
|
волновая Червячная передача Клиноременная передача Цепная
передача Муфта. Подшипники качения (одна пара)
|
0,8...0,9 0,8...0,9 0,95... 0,97 0,92... 0,95 0,98 0,99
|
80...250 8...80 2...4 1,5...4 - -
|
η0 = ηчп·ηм2 ·η3пп,
где η0
- КПД привода; ηм - КПД муфты, 0,98; ηчп - КПД червячной передачи, 0,98;
ηпп - КПД пары подшипников, 0,99.
η0 = 0,86·0,982·0,993=0,8
Определение ориентировочного
значения мощности двигателя P`дв
`дв = Pпр/η0,
где P`дв - ориентировочное значение
мощности двигателя, кВт.`дв = 0,75/0,8=0,94 кВт
Определение частоты вращения
приводного вала nпр
Определение
ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя
`дв = nпр·iцп
где n`дв -
ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;цп - передаточное
отношение червячной передачи, принимаем iчп=70.дв = 24,42·70=1709 об/мин
Выбор двигателя по
значению мощности P`дв и частоте n`дв произведём по таблице 2
Выбираем двигатель
4А80А4УЗ: частота вращения вала двигателя nдв = 1420 об/мин, мощность на валу
двигателя Рдв = 1,1 кВт.
Таблица 2
Электродвигатели
асинхронные серии 4А ГОСТ28330-
Мощ-ностькВтСинхронная
частота вращения, диаметр
вала, мм
|
|
|
3000
|
15001000750
|
|
|
|
|
|
|
0,55
|
63В2/2745
|
14
|
71А4/1390
|
19
|
71В6/900
|
19
|
80В8/700
|
22
|
0,75
|
71А2/2840
|
19
|
71В4/1390
|
19
|
80А6/915
|
22
|
90LA8/700
|
24
|
1,1
|
71В2/2810
|
19
|
80А4/1420
|
22
|
80В6/920
|
22
|
90LB6/700
|
24
|
1,5
|
80А2/2850
|
22
|
80В4/1415
|
22
|
90L6/935
|
24
|
100L8/700
|
28
|
2,2
|
80В2/2850
|
22
|
90L4/1425
|
24
|
100L6/950
|
28
|
112МА8/700
|
32
|
3,0
|
90L2/2840
|
24
|
100L4/1435
|
28
|
112МА6/955
|
32
|
112МВ8/700
|
32
|
4,0
|
100S2/2880
|
28
|
100L4/1430
|
28
|
112МВ6/960
|
32
|
132S8/720
|
38
|
5,5
|
100L2/2880
|
28
|
112М4/1445
|
32
|
132S6/965
|
38
|
132М8/720
|
38
|
7,5
|
112М6/2900
|
32
|
132S4/1455
|
38
|
132М6/970
|
38
|
160S8730
|
48
|
11,0
|
132М2/2900
|
38
|
132М4/1460
|
38
|
160S6/975
|
48
|
160М8/730
|
48
|
15
|
160S2/2937
|
42
|
160S4/1465
|
48
|
160М6/974
|
48
|
180М8/735
|
48
|
18,5
|
160М2/2940
|
42
|
160S4/1465
|
48
|
180М6/975
|
8
|
200М8/737
|
48
|
22
|
180S2/2945
|
48
|
180S4/1470
|
55
|
200М6/972
|
60
|
200L8/730
|
60
|
30
|
180М2/2945
|
48
|
180М4/1470
|
55
|
200L6/979
|
60
|
225М8/737
|
65
|
Определение передаточного числа
привода u0
= nдв/ nпр= 1420/24,42=58,15
Определение передаточного числа
редуктора uред
ред = u0/iцп,ред = 43,3/2=21,65
Определение частот вращения валов
привода
Входной вал
Частота вращения входного вала nвх =
1420 об/мин
Выходной вал
где nвых - частота
вращения выходного вала, об/мин;
Приводной вал
где nпр - частота
вращения приводного вала, об/мин.
Определение крутящих
моментов на валах привода
Вал двигателя
Тдв = 9550·Рдв/nдв,
где Тдв - крутящий
момент на валу двигателя, Н·м.
Тдв = 9550·1,1/1420=7,4
Н·м
Входной вал редуктора
Твх = Тдв· ηм·
ηпп
где Твх - крутящий
момент на входном валу редуктора, Н·м.
Твх= 7,4·0,98·0,99=7,2
Н·м
Выходной вал редуктора
Твых = Твх·iчп·
ηпп· ηчп,
где Твых - крутящий
момент на выходном валу редуктора, Н·м.
Твых=7,2·58,15·0,99·0,86=356,5
Н·м
Приводной вал
Тпр=Твых·ηпм
цп,
где Тпр - крутящий
момент на приводном валу, Н·м.
Тпр =
356,5·0,99.0,98=345,9 Н·м
Исходные данные для
расчёта передач
Р=1,1 кВт=1420
об/мин=iчп=58,15
2. Редуктор
.1 Выбор материалов и
выбор допускаемых напряжений
Для червяка выбираем
материал с учетом передаваемой мощности и длительности работы сталь 40Х.
Производим объёмную закалку до твёрдости HRС (45-53), шлифование и полирование
витков червяка.
Расчёт допускаемых
контактных напряжений
Коэффициент
долговечности для материалов:
ц = 365 L 24 Kсут Kгод
Определить коэффициент
долговечности для материалов первой группы при сроке службы передачи L=5 лет,
коэффициенте годовой загрузки Кгод=0,6, коэффициенте суточной загрузки
Ксут=0,29, коэффициенте распределения времени действия нагрузки α=0,5,
частоте вращения вала колеса n2=24,42 об/мин. График нагрузки приведён на
рисунке 1.
а) Срок службы передачи
в часахц = 5∙365∙24∙0.6∙0.29 = 7621,2
б) Эквивалентное число
циклов перемены напряжений= 60∙ 1∙ [(T/T)4 ∙0,5 + (0,6∙Т/Т)4∙0,5]
∙24,42∙7621,2 =6,3∙106
в) Коэффициент
долговечности
=1, т.е
Выбор материала и
допускаемых напряжений производят
с учётом скорости скольжения в передаче
Оценим скорость скольжения
в передаче:
м/с,
где n1 - частота
вращения вала червяка, об/мин;- крутящий момент на валу колеса, Н∙м
Исходя из этого выбираем
материал венца червячного колеса II группы,
БрАЖ9-4 в землю, VS
<8 м/с.
Механические
характеристики для этого материала
Предел прочности при
растяжении σВ = 400 МПа Предел текучести σТ
= 200 МПа
Предельные допускаемые
контактные напряжения
= 25Vs
=320-25∙4,1=218 400
МПа
Где для материалов II
группы:
=320 МПа
Допускаемые напряжения
изгиба:
=103 МПа
Допускаемые контактные
напряжения при расчёте на перегрузку
[σH]max=2∙σT
- для бронз Группы 2.
[σH]max=2∙200=400
МПа
Допускаемые напряжения
изгиба при расчёте на перегрузку
[σF]max=0.8∙σT
- для материалов Группы 2
[σF]max=0.8∙200=160
МПа
2.2 Расчет червячных
передач
Число заходов витков
резьбы червяка выбираем по рекомендациям
от
8 до 14От 14 до 30>30
|
|
|
|
421
|
|
|
|
Число зубьев колеса
= 1∙58,15 = 58
Ориентировочное значение
скорости скольжения в передаче
=
Задаёмся величиной
отношения (q/z2) в пределах от 0,22 до 0,4. Принимаем q/z2 = 0,3
Межосевое расстояние
=0.625[(q/z2)+1]
,
где -
модуль упругости материала червяка, 2,1∙105 МПа - для стали;
- модуль упругости
материала колеса, 0,9 ∙105 МПа - для бронзы.
=МПа=0.625[1,3]=
119 мм
Определим
ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка
Модуль
Полученные значения m и
q принять по стандарту
m, мм
|
2,15; 3,5; 4; 5
|
6,3; 8; 10; 12,5
|
16
|
q
|
8; 10; 12,5; 16; 20
|
8; 10; 12,5; 14; 16; 20
|
8; 10; 12,5; 16
|
По стандарту берем:=16=3,5
.3 Геометрические размеры колеса и
червяка
Делительные диаметры червяка и
колеса
= m q=3,5∙16=56 = m Z2=3,5∙58,15=203,53
Угол подъёма витков резьбы червяка
γ = arc tg(z1/q)
γ = arc tg(1/16)=0,062
Окружная скорость червяка
V1==
Уточним скорость
скольжения в передаче
VS = V1/cos γ=
4,16/cos 0,062=4,17
По полученному значению
скорости скольжения сделать вывод об обоснованности выбора допускаемых
напряжений.
Коэффициент торцового
перекрытия
Окружная скорость на
колесе
==
Коэффициент нагрузки
=KF=KV∙Kβ,=1,13
где ∙Kβ,-
коэффициент концентрации нагрузки, ∙Kβ=1,05…1,2.
Большие значения при малых q и больших Z2.∙-коэффициент
динамической нагрузки. При V2<3м/с, KV∙=1; при V2>3м/с, KV∙=1,1…1,3
Проверка по контактным
напряжениям
Рабочие контактные
напряжения
,
где δ=0,8727
(50°)- угол обхвата, рад;
ξ = 0,75 - коэффициент,
учитывающий уменьшение длины контактной линии.
Окружная сила на червяке
и колесе= 2 T1/d1= 2∙7.2∙103/56=257=2 T2/d2=2∙356,5∙103
/203,53=3503,17
Осевые силы на червяке и
колесе= Ft2 =3503,17= Ft1=257
Радиальная сила для
червяка и колеса
Fr = Ft2 tg α=
3503,17 tg 0,35=1274,42
Модуль нормальный
mn = m cos γ=
3,5 cos 0,062=3,15
Диаметры выступов
червяка и колеса= d1 + 2 m; = 56 + 2∙3,5=63;= d2 + 2 m=203,53 + 2∙3,5=210,53
Диаметры впадин червяка
и колеса= d1 - 2,4 m; = 56 - 2,4∙ 3,5=47,6= d2 - 2,4 m= 203,53 - 2,4∙
3,5=195,13
Ширина зубчатого венца
колеса= 0,75 da1= 0,75∙ 63=47,25
Длина нарезной части
червяка при коэффициенте смещения x=0
если z1 = 1, то b1 ≥
(11+0,06 ∙58,15) 3,15=45,64
Эквивалентное число
зубьев колеса
zV2 = z2 / cos3γ=
58,15 / cos30,062=58,49
Коэффициент формы зуба
колеса YF2
ZV2
|
30
|
32
|
35
|
37
|
40
|
45
|
50
|
60
|
80
|
100
|
150
|
300
|
YF2
|
1,76
|
1,71
|
1,64
|
1,61
|
1,55
|
1,48
|
1,45
|
1,4
|
1,34
|
1,3
|
1,27
|
1,24
|
=1,4
Проверка по напряжениям изгиба
;
σF = 0.7 YF2
σF = 0.7
∙1,4 ∙ =26,11
Уточним кпд передачи
η =
где φ
- угол трения в зацеплении, принять по рекомендациям.
VS, м/с
|
φ
|
VS, м/с
|
φ
|
VS, м/с
|
φ
|
0,1
|
4°30′…5°10′
|
1,5
|
2°20′…2°′50
|
3,0
|
1°35′…2°
|
0,5
|
3°10′…3°40′
|
2,0
|
2°00′…2°35′
|
4,0
|
1°26′…1°43′
|
1,0
|
2°30′…3°10′
|
2,5
|
1°40′…2°20′
|
7,0
|
0°55′…1°22′
|
Максимальный диаметр колеса
z1
|
1
|
2
|
4
|
daM2
|
≤da2 +2 m
|
≤da2 +1,5 m
|
≤da2 + m
|
≤da2 +2 m=210,53+2 ∙3,5=217,53
Проверка передачи при перегрузках
по контактным напряжениям
по напряжениям изгиба
Проверка передачи на
нагрев масла в редукторе
,
,
где P1 - мощность на
валу червяка, Вт;- коэффициент теплопередачи, 11 Вт/(м2с);- межосевое
расстояние, м.
Так как ТМ<90o
принудительное охлаждение генератора не требуется.
.4 Расчет валов
Предварительный расчет
валов проводится на кручении по пониженным допускаемым напряжениям.
Входной вал
.Принимаем диаметр вала
под муфту
Диаметр вала в опасном
сечении при допускаемом напряжении [τ]=12 МПа
. Определим диаметр вала
под подшипники.
. Определяем диаметр
буртика на валу.
. Принимаем
=20
Рис.11.4 Входной вал
редуктора
Выходной вал
. Определим диаметр вала
в опасном сечении под колесом
где -
крутящий момент на выходном валу, Н-мм.
.Принимаем диаметр вала
под подшипники ближайший меньший относительно .
. Уточним диаметр вала
под колесом
. Диаметр буртика вала у
подшипника
б=dп+2·hб=50+2·5,5=61 мм
.Принимаем диаметр вала под втулку
=52
мм
.Принимаем диаметр вала под уплотнение
=50
мм
. Определим диаметр вала под муфту из уравнения
Рис. 11.8 Конструкция выходного вала
.5 Конструктивные размеры червячного колеса
Диаметр ступицыст=1,55dкст=1,55·52=81
Длина ступицыст=(0,8…1,5)dк=1,2·52=62
Толщина обода=2,2m+0,05b2=2,2·4+0,05·47,25=11,12 мм
.6 Расчёт сил
Входной вал
Из предыдущих расчетов имеем= 18058,06Н; Fr = 1274,42Н; Fа =
3503,26 Н; d1 = 56 мм;
-
консольная сила для одноступенчатого редуктора вследствие несоосности
соединяемых валов.
Из компоновочной схемы имеем= 113 мм; l2 = 103 мм; l3 = 79мм; L =
216мм.
Реакции опор
а) в плоскости XOZ - горизонтальная плоскость
Проверка
б) в плоскости YOZ - вертикальная плоскость
Проверка
в) реакции от силы Fм
Проверка
Суммарные реакции опор для расчета подшипников
.7 Расчет подшипниковых узлов
Частота вращения вала n = 1420 об/мин. Требуемая долговечность
подшипника Lц = 7621,2 ч.
Принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники= 30 мм; D =52 мм;
В =19 мм; С = 28,1 кН; С0 = 14,6кН; е = 0,42; Y = 1,04.
Основные составляющие радиальных реакций конических подшипников.
Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае,
тогда
Рассмотрим правый подшипник.
Отношение,
поэтому следует учитывать осевую нагрузку.
Эквивалентная динамическая нагрузка при коэффициенте безопасности
KБ = 1,4 - при нагрузке с умеренными толчками и температурном коэффициенте KT =
1, для конических подшипников при , Х = 0,4; Y = 2,16
равна
Расчетная долговечность подшипника в млн. об.
Расчётная долговечность подшипника в ч.
Рассмотрим левый подшипник.
Отношение поэтому
не следует учитывать осевую нагрузку Х = 1,Y = 0.
Эквивалентная динамическая нагрузка при коэффициенте безопасности
Кb = 1,4 - при нагрузке с умеренными толчками и температурном коэффициенте КT =
1, равна
Расчетная долговечность подшипника в млн. об.
Расчётная долговечность подшипника в ч.
Это выше требуемой долговечности 5640 ч, поэтому подшипник
пригоден.
Выходной вал.
Из предыдущих расчетов имеем:
= 3503 Н; Fr2 = 1274Н; Fa2 =257 Н; d2 = 204мм.= 6575 Н - сила от
гибкой передачи,
-
вертикальная составляющая силы от гибкой передачи.
-
горизонтальная составляющая силы от гибкой передачи.
3. Тепловой расчет редуктора
Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А
= 1,5 м².
Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:
Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха,
и принимаем коэффициент теплопередачи kt = 20 Вт/м2, тогда:
Допускаемый перепад температур [Δt
= 60°].
4. Конструктивные размеры корпуса редуктора
Толщина стенок корпуса должна отвечать требованиям технологии литья
и необходимой жесткости корпуса редуктора:
.
Толщина стенки крышки:
Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:
верхний пояс корпуса:
,
нижний пояс крышки:
.
Ширина пояса:
.
Выступ фланцев под подшипники:
Диаметры болтов:
Соединяющих крышку с корпусом
принимаем болты с резьбой M9
Фундаментных
принимаем болты с резьбой М16.
Число болтов при aWT < 250 мм равно 4.
5. Смазка редуктора
Смазка редуктора производится окунанием зубчатого колеса в масло,
заливаемого до уровня, обеспечивающие погружение колеса на всю высоту
сцепляющихся зубьев.
Рекомендуют применять глубокоочищенные легированные индустриальные
масла в зависимости от скорости скольжения в контактных напряжений. При V <
2 м/с и =
182 МПа применяем масло И-30-А.
Глубина погружения колеса в масляную ванну 2m ≤ hМ ≤
0,25d2.
Объём масляной ванны:
=(0,35... 0,7) Рд = (0,35...0,7)7,5=2,6... 5,3л.
Подшипники смазываем пластиночной смазкой, которую закладываем при
сборке и периодически пополняем шприцем через пресмасленки. Сорт смазки УТ-1.
6. Выбор муфты
Для соединения входного и выходного вала редуктора выбираем муфты
упругие втулочно-пальцевой которые допускают небольшие радиальные смещения
валов:
Муфта упругая втулочно - пальцевая 1 -63-20 ГОСТ 21424-75.
Проверка прочности элементов муфты не проводится, т. к. муфты
стандартные и рассчитаны на определённый момент.
7. Выбор посадок
Выбор посадок зубчатых колёс, звёздочек и подшипников производим в
соответствии с рекомендациями, данными в [ 2,4 ].
Посадка зубчатых колёс на вал Н7/k6 по ГОСТ 25347-82
Посадка звёздочек на вал редуктора Н7/h6.
Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по
Н7.
8. Сборка редуктора
Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно
очищают и покрывают маслостойкой краской.
Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора,
начиная с узлов валов: на входной вал насаживают подшипник, предварительно нагретый
в масле до 80... 100 С; на другие валы последовательно накладывают шпонки,
напрессовывают зубчатые колёса, надевают разграничивающие втулки и насаживают
подшипники, предварительно нагретые в масле до 80...100ºС.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку
корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком. Для центровки
крышки и корпуса устанавливают цилиндрические шрифты. Затягивают болты. После
этого в подшипниковые камеры закладывают пластическую смазку, ставя крышки
подшипников с комплектом регулировочных прокладок. Перед постановкой сквозных
крышек в проточки устанавливают манжеты. Затем ввертывают пробку маслосливного
отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и
закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой и закрепляют болтами.
9. Экономическое обоснование
Выбор данных конструктивных особенностей обосновывается
экономическими средствами. Масло И-30-А используем для смазывания редуктора,
оно относительно не дорогое, в качестве густой смазки, для подшипников,
применяем смазку УТ-1.
Червяк изготавливаем из легированной стали 40Х, колёса
изготавливаем из бронзы. Так как данные материалы экономически выгодные и
соответствуют конструктивным особенностям, то редуктор получается относительно
недорогим и соответствует стандартам качества.
Список литературы
1. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, Москва,
1979 г./1.
. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб.
заведений. 5-е изд. перераб. -М.: Высш. шк., 1991.
. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. Москва, 1990
г.
. Детали машин /К. И. Заблонский. -К.: Высш. шк. Головное изд-во,
1985. - 518с./
. Проектирование механических передач: Учебно - справочное пособие
для вузов /С.А. Чернавский и др. -М.: Машиностроение, 1984.55 -560 с.,ил./