Расчет привода ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

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

Pпр = 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.

Pпр = 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 - -

з0 = зчп·зм2 ·з3пп,

где з0 - КПД привода; зм - КПД муфты, 0,98; зчп - КПД червячной передачи, 0,98; зпп - КПД пары подшипников, 0,99.

з0 = 0,86·0,982·0,993=0,8

Определение ориентировочного значения мощности двигателя P`дв

P`дв = Pпр/з0,

где P`дв - ориентировочное значение мощности двигателя, кВт.

P`дв = 0,75/0,8=0,94 кВт

Определение частоты вращения приводного вала nпр

Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя

n`дв = nпр·iцп

где n`дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

iцп - передаточное отношение червячной передачи, принимаем iчп=70.

n 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-ностькВт	Синхронная частота вращения, диаметр вала, мм
	3000		1500		1000		750
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

u0 = nдв/ nпр

u0 = 1420/24,42=58,15

Определение передаточного числа редуктора uред

uред = u0/iцп,

uред = 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· зм· зпп

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· зпп· зчп,

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·зпм 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

N=1420 об/мин

i=iчп=58,15

2. Редуктор

2.1 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:

tц = 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 б=0,5, частоте вращения вала колеса n2=24,42 об/мин. График нагрузки приведён на рисунке 1.

а) Срок службы передачи в часах

tц = 5•365•24•0.6•0.29 = 7621,2

б) Эквивалентное число циклов перемены напряжений

NHE = 60• 1• [(T/T)4 •0,5 + (0,6•Т/Т)4•0,5] •24,42•7621,2 =6,3•106

в) Коэффициент долговечности

KHL =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;

T2 - 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 уВ = 400 МПа Предел текучести уТ = 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

[уH]max=2•уT - для бронз Группы 2.

[уH]max=2•200=400 МПа

Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на перегрузку

[уF]max=0.8•уT - для материалов Группы 2

[уF]max=0.8•200=160 МПа

2.2 Расчет червячных передач

Число заходов витков резьбы червяка выбираем по рекомендациям

	от 8 до 14	От 14 до 30	>30
	4	2	1

Число зубьев колеса

z2 = 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

aw=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

aw=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:

q=16

m=3,5

2.3 Геометрические размеры колеса и червяка

Делительные диаметры червяка и колеса

d1 = m q=3,5•16=56

d2 = m Z2=3,5•58,15=203,53

Угол подъёма витков резьбы червяка

г = arc tg(z1/q)

г = arc tg(1/16)=0,062

Окружная скорость червяка

V1=

V1=

Уточним скорость скольжения в передаче

VS = V1/cos г

VS = 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

V2=

V2=

Коэффициент нагрузки

KH=KF=KV•Kв,=1,13

где •Kв,- коэффициент концентрации нагрузки, •Kв=1,05…1,2. Большие значения при малых q и больших Z2.

KV•-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 д=0,8727 (50°)- угол обхвата, рад;

о = 0,75 - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.

Окружная сила на червяке и колесе

Ft1 = 2 T1/d1

Ft1 = 2•7.2•103/56=257

Ft2 =2 T2/d2

Ft2 =2•356,5•103 /203,53=3503,17

Осевые силы на червяке и колесе

Fa1 = Ft2 =3503,17

Fa2 = Ft1=257

Радиальная сила для червяка и колеса

Fr = Ft2 tg б

Fr = 3503,17 tg 0,35=1274,42

Модуль нормальный

mn = m cos г

mn = 3,5 cos 0,062=3,15

Диаметры выступов червяка и колеса

da1 = d1 + 2 m;

da1 = 56 + 2•3,5=63;

da2 = d2 + 2 m

da2 =203,53 + 2•3,5=210,53

Диаметры впадин червяка и колеса

df1 = d1 - 2,4 m;

df1 = 56 - 2,4• 3,5=47,6

df2 = d2 - 2,4 m

df2 = 203,53 - 2,4• 3,5=195,13

Ширина зубчатого венца колеса

b2 = 0,75 da1

b2 = 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 / cos3г

zV2 = 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

YF2=1,4

Проверка по напряжениям изгиба

;

уF = 0.7 YF2

уF = 0.7 •1,4 • =26,11

Уточним кпд передачи

з =

з = =0,71

где ц - угол трения в зацеплении, принять по рекомендациям.

VS, м/с	ц	VS, м/с	ц	VS, м/с	ц
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

daM2?da2 +2 m=210,53+2 •3,5=217,53

Проверка передачи при перегрузках

1 по контактным напряжениям

2 по напряжениям изгиба

Проверка передачи на нагрев масла в редукторе

,

,

где P1 - мощность на валу червяка, Вт;

KT - коэффициент теплопередачи, 11 Вт/(м2с);

aw - межосевое расстояние, м.

Так как ТМ<90o принудительное охлаждение генератора не требуется.

2.4 Расчет валов

Предварительный расчет валов проводится на кручении по пониженным допускаемым напряжениям.

Входной вал

1.Принимаем диаметр вала под муфту

Диаметр вала в опасном сечении при допускаемом напряжении [ф]=12 МПа

2. Определим диаметр вала под подшипники.

3. Определяем диаметр буртика на валу.

4. Принимаем

=20

Рис.11.4 Входной вал редуктора

Выходной вал

1. Определим диаметр вала в опасном сечении под колесом

где - крутящий момент на выходном валу, Н-мм.

2.Принимаем диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно .

3. Уточним диаметр вала под колесом

4. Диаметр буртика вала у подшипника

dб=dп+2·h

dб=50+2·5,5=61 мм

5.Принимаем диаметр вала под втулку

=52 мм

6.Принимаем диаметр вала под уплотнение

=50 мм

7. Определим диаметр вала под муфту из уравнения

Рис. 11.8 Конструкция выходного вала

2.5 Конструктивные размеры червячного колеса

Диаметр ступицы

dст=1,55dк

dст=1,55·52=81

Длина ступицы

lст=(0,8…1,5)dк=1,2·52=62

Толщина обода

S=2,2m+0,05b2

S=2,2·4+0,05·47,25=11,12 мм

2.6 Расчёт сил

Входной вал

Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 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

l1 = 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



2.7 Расчет подшипниковых узлов

Частота вращения вала n = 1420 об/мин. Требуемая долговечность подшипника Lц = 7621,2 ч.

Принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники

d = 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:

Ft2 = 3503 Н; Fr2 = 1274Н; Fa2 =257 Н; d2 = 204мм.

F = 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 м?.

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 [Дt = 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:

V =(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...100?С. 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.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. 5-е изд. перераб. -М.: Высш. шк., 1991.

3. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. Москва, 1990 г.

4. Детали машин /К. И. Заблонский. -К.: Высш. шк. Головное изд-во, 1985. - 518с./

5. Проектирование механических передач: Учебно - справочное пособие для вузов /С.А. Чернавский и др. -М.: Машиностроение, 1984.55 -560 с.,ил./

Размещено на Allbest.ru