Расчет привода скребкового транспортера

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Кинематическая схема привода

Размещено на http://www.allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru

Рисунок 1.1 - Кинематическая схема привода скребкового транспортера.

1, 2, 3 - обозначение валов привода;

1- асинхронный трехфазный электродвигатель;

2- упругая втулочно-пальцевая муфта;

3- горизонтальный одноступенчатый редуктор с косозубыми цилиндрическими колесами; плоскоременная передача.



1.2 Выбор электродвигателя

Определим необходимую мощность электродвигателя по формуле: (1.1)

;

где - мощность на валу электродвигателя;

= 3.6 кВт - заданная мощность на выходном валу привода;

= 0,98 - коэффициент полезного действия цилиндрической зубчатой передачи в закрытом корпусе ( с.5, таблица 1.1);

= 0.98 - коэффициент полезного действия передачи ( с.5, таблица 1.1).

= 3.7 кВт

Учитывая, что возможен запуск в загруженном состоянии, выбираем электродвигатель с повышенным пусковым моментом ( с.390, Приложение П1):

Электродвигатель 4А112МВ6:

4 кВт - номинальная мощность электродвигателя;

1000 об/мин - синхронная частота вращения вала электродвигателя;

S = 5,1 % - скольжение;

2 - отношение величины пускового и номинального вращающих моментов.



1.3 Выбор передаточных чисел ступеней привода

Требуемое передаточное число выбираем по формуле:

; (1.2)

где u -передаточное число привода;

- асинхронная частота вращения вала, выбранного электродвигателя:

(1.3)

где 1000 об/мин - синхронная частота вращения вала электродвигателя (см. п.1.2);

S = 5.1 % - скольжение (см. п.1.2).

1000 - 5.1 10 = 949 об/мин.

100 об/мин - заданная частота вращения ведомого вала привода,

= 9.5

Принимаем по ГОСТ 2185-66 ( с.36):

передаточное число зубчатой передачи 2

тогда для ременной передачи принимаем передаточное число

(1.4)

= 4.75 принимаем 5

Фактическое передаточное число привода



(1.5)

Погрешность в процентах составляет

(1.6)

1.4 Расчет основных параметров привода

Мощность на валах (см. п. 1.2):

4 кВт; (1.7)

кВт; (1.8)

кВт. (1.9)

Частота вращения на валах:

949 об/мин; (1.10)

об/мин; (1.11)

об/мин. (1.12)

Угловая скорость на валах:

рад/с; (1.13)

рад/с; (1.14)

рад/с. (1.15)



Вращающий момент на валах:

; (1.16)

; (1.17)

. (1.18)

Результаты расчетов сводим в таблицу.

Таблица 1.1- Характеристики привода

Наименование показателя	Обозначение	Единица измерения	Номер вала
			1	2	3
Мощность		кВт	4	3.9	3.8
Частота вращения		об/мин	949	474.5	94.5
Угловая скорость		рад/с	99.3	49.6	9.8
Вращающий момент			40.2	78.6	387.7



2. Выбор материалов зубчатых колес и расчет допускаемых напряжений

2.1 Выбор материалов и термической обработки зубчатых колёс

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками ( с.34, таблица 3.3)

Таблица 2.1- Механические свойства сталей, выбранных для изготовления зубчатых колес.

	Марка стали	Диаметр заготовки мм	Твердость НВ	Термообработка
Шестерня	40Х	До 120мм	270	улучшение
Колесо	Сталь 45	Свыше 120мм	200	улучшение

2.2 Расчет допускаемых контактных напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяются по формуле( с.33, формула 3.9):

(2.1)

где = 2НВ + 70- предел контактной выносливости при базовом числе циклов( с.34, таблица 3.2)

для шестерни 2HB + 70 = 22·270 + 70 = 610 Н/

для колеса 2HB + 70 = 22·200 + 70 = 470 Н/

K_HL=1 -- коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной работе редуктора (2 года, в 2 смены) ( с.33);

- козффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали ( с.33).

для шестерни МПа

для колеса = 427.3 МПа

Расчетное допускаемое напряжение определяем по формуле( с.35, формула 3.10):

(2.2)

Проверим выполнение условия:

, как правило =

2.2 Расчет допускаемых напряжений изгиба

Допускаемых напряжений изгиба определяем по формуле ( с.43, формула 3.24):

(2.3)

где =1,8НВ - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ( с.44, 45 таблица 3.9)

для шестерни =1,8НВ = 1.8· 270 = 486 МПа

для колеса =1,8НВ= 1.8· 200 = 360 МПа

- коэффициент безопасности ( с.43),

где 1,75 (для улучшенной стали) - коэффициент, учитывающий нестабильность свойств материала зубчатых колес( с.44, 45 таблица 3.9);

1 (штамповка) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатых колес.

для шестерниМПа

для колеса М



3. Проектный расчет зубчатой передачи

3.1 Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние передачи определяем из условия контактной выносливости активной поверхности зубьев по формуле (

(3.1)

где - межосевое расстояние;

= 43 - для косозубых передач (;

2 - передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);

786 Нм - вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);

1,25 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца (;

= 441.8 МПа - расчетное допускаемое контактное напряжение (п.2.2);

0,5 - коэффициент ширины зубчатого венца (.

=81.4 мм

Выбираем ближайшее стандартное значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 (:

80 мм.



3.2 Нормальный модуль зацепления

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

(3.2)

Принимаем по ГОСТ 9563 - 60 ( 1

3.3 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни (:

(3.3)

= 80 мм - принятое стандартное значение межосевого расстояния;

2 - передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);

1 - принятое значение нормального модуля зацепления (п.3.2).

= 52,5

Округляем до целого числа. Принимаем 53

Число зубьев колеса

(3.4)

Принимаем 106



3.4 Основные геометрические размеры шестерни и колеса

- делительный диаметр шестерни;

- делительный диаметр колеса;

- диаметр вершин шестерни;

- диаметр вершин колеса;

- диаметр впадин шестерни;

- диаметр впадин колеса;

- делительный угол профиля или угол профиля исходного контура;

= - межосевое расстояние.

Рисунок 3.1 - Геометрия зубчатого эвольвентного зацепления.



Делительный диаметр шестерни

(3.5)

делительный диаметр колеса

(3.6)

Проверка:

Сравниваем с выбранным по ГОСТу.

диаметр вершин шестерни

(3.7)

диаметр вершин колеса

(3.8)

диаметр впадин шестерни

(3.9)



диаметр впадин колеса

(3.10)

ширина колеса

(3.11)

0,5 - коэффициент ширины зубчатого венца (

0.5 · 80 = 40

ширина шестерни

+5 (3.12)

+5 = 45



4. Проверочный расчет зубчатой передачи

4.1 Проверка контактных напряжений

Коэффициент ширины шестерни по диаметру:

(4.1)

где - ширина шестерни (п.3.4);

- делительный диаметр шестерни (п.3.4).

Окружная скорость колес и степень точности передачи.

(4.2)

где - угловая скорость на валу шестерни (п.1.4);

м/с

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 (

Коэффициент нагрузки.

(4.3)

где = 1.08 ( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине зубчатого венца, выбирается в зависимости от и твердости НВ350 и несимметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения гибкой передачи;

= 1.7( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

= 1 ( коэффициент динамичности, зависящий от окружной скорости колес.

Проверка контактных напряжений прямозубой передачи по формуле(:

(4.4)

где = 80 мм - межосевое расстояние (п.3.1);

= 78.6 - вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);

= 1.83 - коэффициент нагрузки (п.4.1);

= 2 - передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);

= 40 мм - ширина колеса (п.3.4).

= 166.5 МПа

4.2 Силы действующие в зацеплении

Окружная сила:

, (4.5)

где = 40.2 Нм - вращающий момент на ведущем валу (п.1.4);

мм - делительный диаметр шестерни (п.3.4).

= 1517 Н

Радиальная сила:

, (4.6)

где - угол зацепления в нормальном сечении.

= 557. Н

Осевая сила ,

4.3 Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Напряжение изгиба определяем по формуле (:

(4.7)

где - расчетное напряжение изгиба, МПа;

= 1517 Н - окружная сила (п.4.2);

- коэффициент нагрузки; (4.8)

где = 1.17 ( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

= 1.5 ( - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;

1.17·1.5 = 1.75

- ( - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев определяется:

для шестерни

(4.9)

для колеса

= 113 (4.10)

для шестерни =3.61

для колеса = 3.60

Находим отношение (4.11)

- допускаемых напряжений изгиба, МПа; МПа; МПа (п.2.2);

для шестерни МПа;

для колеса = 56,9 МПа;

Определяем коэффициенты и (:

(4.12)

где в=- угол наклона зубьев.

- для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности. Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

, (4.13)



где = 40 мм - ширина колеса (п.3.4);

1 - окружной модуль зацепления (п.3.2)

= 138.1 МПа 205

Условие прочности выполнено.



5. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведен на кручение по пониженным напряжениям. (

5.1 Ведущий вал-шестерня

Шестерню выполняем за одно целое с валом (:

53 мм - делительный диаметр шестерни (п. 3.4);

55 мм - диаметр вершин зубьев шестерни (п. 3.4);

51 мм - диаметр впадин зубьев шестерни (п. 3.4);

45 мм - ширина зубчатого венца шестерни (п. 3.4).

Определим диаметр выходного конца вала по формуле(:

(5.1)

где =40.2Нм - вращающий момент на ведущем валу зубчатой передачи (п.1.4);

20 МПа - допускаемое касательное напряжение.

мм

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда( мм

У подобранного электродвигателя( диаметр вала может быть 24 (мм)

Принимаем 24 (мм)

Так как вал редуктора необходимо соединить с валом электродвигателя с помощью стандартной муфты, согласуем и .

0.75 • 32 = 22 мм (5.2)

Принимаем мм

Выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75( с расточками полумуфт 24 (мм); 22 мм

Диаметр вала под подшипником .

Рисунок 5.1 - Конструкция ведущего вала-шестерни.

5.2 Ведомый вал

Определим диаметр выходного конца вала по формуле:

(5.3)

где = 78.6 Нм - вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);

25МПа - допускаемое касательное напряжение.

мм

Полученный результат округляем до ближайшего большего значения из стандартного ряда( мм

Диаметр вала под подшипником 30 мм (

Диаметр вала под зубчатым колесом

= 30+5 = 35 мм (5.4)

Рисунок 5.2 - Конструкция ведомого вала.



6. Конструктивные размеры колеса и корпуса редуктора

6.1 Колесо. (

107 мм - делительный диаметр колеса (п. 3.4);

109 мм - диаметр вершин зубьев колеса (п. 3.4);

105 мм - диаметр впадин зубьев колеса (п. 3.4);

40 мм - ширина зубчатого венца колеса (п. 3.4).

Диаметр ступицы 1.6•35 = 56 мм

Длина ступицы

Принимаем 68

Толщина обода цилиндрического колеса Принимаем

Толщина диска

Диаметр центровой окружности = мм

Диаметр отверстий мм

Принимаем (мм)(ближайшее четное целое число)

Фаска (мм) Принимаем мм



Рисунок 6.1 - Конструкция зубчатого колеса

6.2 Корпус редуктора. (

Толщина стенок корпуса и крышки:

мм

Принимаем мм (округлить до целых)

мм

Принимаем мм (округлить до целых)

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и крышки

4,8 мм (округлить до целых)

мм (округлить до целых)

нижнего пояса корпуса

(мм) Принимаем 7 мм (округлить до целых)

Диаметр болтов:

Фундаментных

мм

Принимаем болт с резьбой М 14

Крепежных крышку к корпусу у подшипников

мм

Принимаем болт с резьбой М 10

Соединяющих крышку с корпусом по поясу

мм

Принимаем болт с резьбой М 8



8. Проверка долговечности редуктора

Ведущий вал

Из пункта 4.2: 1517 Н; 557.2 Н; 257.8 Н

Из первого этапа компоновки 45 мм

Реакции опор:

В плоскости xz

= = 758,2 (8.1) 758,2

В плоскости yz

(8.2)

= 354,5

(8.3)

= 202,7

Проверка:

Суммарные реакции

(8.4)

= 837,2

(8.5)

= 785,1

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1 (1или2)

Намечаем радиальные шариковые подшипники 205 (см.приложение П3,с.392)

мм; 52 мм; 15 мм; кН; 6,95 Кн

Эквивалентная нагрузка по формуле

, (8.6)

где 837.2 Н (формула 8.4);

257.2 Н;

(вращается внутреннее кольцо);

- коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейеров (см. таблицу 9.19, с.214);

(см. таблицу 9.20, с.214);

Отношение

этой величине соответствует

Отношение ; X= 0,56 и Y=1,99

= 981,8

Расчетная долговечность, млн. об.

(8.7)

млн. об.

Расчетная долговечность ч.

(8.8)

ч



Что больше установленных ГОСТ 16162-85 (см. с.307)

привод скребковый транспортер редуктор зубчатый

Рисунок 8.1 - Расчетная схема ведущего вала



9. Выбор муфты

Для соединения вала двигателя с ведущим валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75 (

Исходные данные:

мм - диаметр вала электродвигателя 4А112МВ6 (п.5.1);

мм - диаметр выходного конца ведущего вала редуктора (п.5.1);

= 402 Нм - вращающий момент на ведущем валу редуктора (п. 1.4)

Материал полумуфт - чугун не ниже марки СЧ 20;

Материал пальцев - сталь не ниже марки 45;

Тип муфты - с цилиндрическими отверстиями;

1 - на длинные концы валов.

Размеры выбранной муфты:

мм - диаметр отверстия в полумуфте под ведущий вал редуктора;

мм - наружный диаметр муфты;

мм - длина полумуфты;

мм - длина муфты.

Типоразмер муфты выбирают по диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента

,

где = 1.2 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода(;

Нм

Нм - допускаемый вращающий момент (

Нм =63 Нм



Рисунок 9.1 - Эскиз муфты упругой втулочно-пальцевой.



11. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. (

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условия прочности по формуле (

где - МПа расчетное максимальное напряжение смятия

- Нм вращающий момент на ведомом малу редуктора;

- мм диаметр вала под шпонкой

- мм высота шпонки (

- мм глубина шпоночного паза на валу(

- мм длина шпонки(

- мм ширина шпонки(

- МПа допускаемое напряжение смятия (при стальной ступице ;

при чугунной)

Ведомый вал

Диаметр вала (мм)(п 5.2)	Сечение шпонки (мм)	Глубина паза (мм)	Длина шпонки (мм)	Фаска
= 25	8?7	4.0	28	0.25
= 35	10?8	5.0	40	0.4

МПа

Условие прочности выполнено

Условие прочности выполнено



13. Описание привода

Привод скребкового транспортера состоит из синхронного трехфазного электродвигателя, плоскоременной передачи горизонтального одноступенчатого редуктора с косозубыми цилиндрическими колесами.

Мощность на ведомом валу привода P3=3.8кВт, частота вращения П3 =125об/мин. Срок службы редуктора 2 года при двухсменной работе. (13.1)

Учитывая, что возможен запуск скребкового транспортера в загруженном состоянии выбираем электродвигатель 4А112МВ6, у которого номинальная мощность Р_(ном.) =4кВт., синхронная частота вращения вала n(э.д.)=1000об/мин. и соотношение пускового и номинального вращающих моментов Tп/Tн =2. (13.2)

Привод от электродвигателя осуществляется посредством плоскоременной передачи и двух чугунных шкивов. Один из шкивов, меньшего диаметра(d1=53мм.), выполнен с гладким ободом, второй

Большего диаметра(d2=107мм.)-с выпуклым ободом. Применяем ремень типа Б-800, у которого число прокладок Z=3Н/мм., рабочая толщина прокладки д_0=1,5мм., наибольшая допускаемая нагрузка на прокладку Р0=3Н/мм, длина ремня без учета припусков на соединение концов L=6211мм. Сшивку ремня производим встык металлическими скрепками. (13.3)

Применяем редуктор с косозубым цилиндрическим колесом. Зубчатая передача служит для изменения числа оборотов передаваемых на цепь конвойера. Колесо выполняется из стали Ст45 с улучшенными характеристиками.

Шестерня выполняется из стали 40Х за одно целое с валом, что позволяет увеличить жесткость конструкции и улучшить контакт зубьев. (13.4)

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев детали и предохраняет детали от коррозии. Так как окружная скорость колес равна v=2,6м/с, то применяем картерное смазывание, которое осуществляется окунанием зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. При контактных напряжениях равных д_н=441,7МПа и скорости равной v=2,6м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно ?10?^(-6) м^2/с. Применяем масло индустриальное N-30А(по ГОСТ20779-75). Контроль уровня масла производится с помощью жеслового маслоуказателя. (13.5)

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора.

Вначале собирают ведущий вал, а затем ведомый. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку и ставят крышки подшипников. Затем проворачиванием валов проверяют отсутствие заклинивания подшипников, и закрепляют крышки винтами. Потом заливают в корпус масло и закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обхватывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями. (13.6)

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редукторы классифицируют по следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические), относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Выполнение курсовой работы способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении дисциплины «Основы функционирования систем сервиса».

Работа позволяет получить следующие навыки:

применение на практике приемов расчета и конструирования;

составления кинематических схем, описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;

обоснования и разработки технических решений и расчетов элементов конструкций;

работы со специальной технической литературой;

анализа технических параметров и технико-экономического анализа проектируемого изделия.

Размещено на Allbest.ru