Привод подвесного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода

1.1 Мощность на выходном валу

Где F - тяговое усилие ленты транспортёра, кН

V - скорость ленты, м/с

1.2 Общий КПД привода

Где з₁ = 0,98 - КПД соединительной муфты

з ₂ = 0,9 - КПД червячной передачи

з₃ = 0,99 - КПД пары подшипников

з₄ =0,9 - КПД цепной передачи

1.3 Требуемая мощность двигателя

По таблице 24.9 [1] выбираем двигатель АИР112М2 ТУ 16-525,564-84 с частотой вращения и мощностью P=7,5 кВт.

1.4 Частота вращения на выходном валу

Где D - диаметр ведущего барабана конвейера, мм

1.5 Общее передаточное отношение

Учитывая, что и приняв стандартное значение передаточного отношения одноступенчатого редуктора (таблица 2.3, с.45[3]) получаем передаточное отношение цепной передачи:

Что приемлемо, так как согласно таблице 1,2 [1] для цепных передач

1.6 Мощность на валах

(см. п. 1.3)

1.7 Частота вращения валов

1.8 Угловые скорости валов

1.9 Крутящие моменты на валах

Таблица 2 - Кинематические и силовые параметры привода

Номер вала	Р, кВт	n, мин-1	щ, рад/с	Т, Нм	u
1	7,64	2895	303,01	25,2	u1=10
2	7,41	2895	303,01	24,46
3	6,67	289,5	30,3	217,96	u2=2,07
4	6,0	139,96	14,64	405,21

2. Расчёт механических передач

2.1 Расчёт червячной передачи

Выбор материала.

Определяем ориентировочную скорость скольжения по формуле 11.26 [2]:

где n₂ - частота вращения на ведущем валу, мин^-1

Т₃ - вращающий момент на ведомом валу редуктора, Нм.

При н_s=5…25 м/с применяют оловянные бронзы (с. 251 [2]). По таблице 11.3[2] выбираем материал венца червячного колеса - БрО10Ф1 (отливка в кокиль).

По таблице 9.2[2]для червяка принимаем сталь 40Х с термообработкой: улучшение заготовки до твёрдости 269…302 НВ, закалка до твёрдости поверхности витков 46…51 HRC_э, витки полировать и шлифовать, при предполагаемом диаметре заготовки червяка D ? 125мм.

Допускаемое контактное напряжение для венца колеса по таблице 11.3[2]:

Допускаемое напряжение изгиба для венца колеса по таблице 11.3[2]:

При u = 8…14 рекомендуется z₁ = 4(c.242[2]), тогда

 (c.244[2])

Межосевое расстояние по формуле 11.29[2]:

По ГОСТ 2144 - 76 принимаем (с.245[2])

Предварительное значение модуля зацепления по формуле 11.13[2]:

По таблице 11.1[2] принимаем m = 5мм

Коэффициент диаметра червяка (c.244[2])

Сочетание значений и обеспечивается (таблица 11.1[2])

Основные размеры червяка (смотри рисунок 11.4[2])

а) делительный диаметр по формуле 11.4[2]:

б) диаметр вершин и диаметр впадин витков червяка по формуле 11.5[2]:

в) длина нарезанной части червяка по формуле 11.6[2]:

при (c.244[2]), тогда

,

увеличиваем b₁ на (c.244[2]) и принимаем (целое число из стандартного ряда с.12[2])

Делительный угол подъёма г линии витка по формуле 11.3[2]:

Коэффициент смещения инструмента по формуле 11.14[2]:

Основные размеры червячного колеса (смотри рисунок 11.6[2])

а) делительный диаметр по формуле 11.7[2]:

б) диаметр вершин и впадин зубьев колеса по формулам 11.17[2]:

в) наибольший диаметр по формуле 11.9[2]:



г) ширина венца при по формуле 11.10[2]:

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда (с.12[2]) Проверяем пригодность заготовки червяка (смотри приложения к таблице 9.2[2])

Диаметр заготовки червяка: (значения принятого по таблице 9.2[2])

Фактическая скорость скольжения по формуле 11.19[2]:

где n₂ - частота вращения червяка, мин^-1

КПД передачи по формуле 11.20[2]:

где ц - приведённый угол трения, зависящий от скорости скольжения согласно таблице 11.2[2] принимаем тогда

Уточняем вращающий момент на валу колеса:



Силы действующие в зацеплении:

а) окружная сила на червяке и осевая сила на колесе по формуле 11.22[2]:

б) окружная сила на колесе и осевая сила на червяке по формуле 11.23[2]:

в) радиальная сила на червяке и на колесе по формуле 11.24[2]:

Коэффициент нагрузки для червячных передач (с.254[2]):

Где К_в - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

К_н - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку, возникающую в зацеплении.

Определяем коэффициент К_в по формуле 4.26 [4]

,

Где и- коэффициент деформации червяка, по таблице 4.6[4] при q=16 и Z₁=4 принимаем и = 137;

- вспомогательный коэффициент, зависящий от характера изменения нагрузки, при незначительных колебаниях нагрузки (c. 65 [4]).

Тогда

Для определения коэффициента К_н находим окружную скорость червячного колеса:

Согласно таблице 4,7[4] для 7 степени точности передачи К_н =1,1

Коэффициент нагрузки:

Расчётное контактное напряжение зубьев червячного колеса по формуле 11.27[2]:

Эквивалентное число зубьев червячного колеса по формуле 11.31:

Коэффициент формы зуба (с.254[2]), коэффициент нагрузки

(см. п. 2.1.17)

Расчётное напряжение изгиба зубьев червячного колеса по формуле 11.30[2]:

Ориентировочное значение поверхности охлаждения корпуса по формуле 11.38[2]:

Температура масла в корпусе червячного редуктора по формуле 11.37[2]:

где - температура окружающего воздуха

Р₂ - мощность на валу червяка, Вт

К_m - коэффициент теплопередачи, Вт/(м^{2 _}С);

К_m=9..17 Вт/(м^{2 _}С) (с.257[2]).

Тогда

следовательно, работа червячного редуктора без перегрева обеспечивается.

Таблица 3 - Параметры червячной передачи

Проектировочный расчёт
Определяемый параметр	Значение
Межосевое расстояние, aw мм	140
Модуль зацепления, m мм	5
Коэффициент диаметра червяка, q	16
Делительный угол подъёма витков, г град	14_02?
Число витков червяка, z1	4
Число зубьев колеса, z2	40
Ширина зубчатого венца колеса, b2 мм	60
Длина нарезаемой части червяка, b1 мм	95
Диаметры червяка	Делительный, d1 мм	80
	Вершин витков, da1 мм	90
	Впадин витков, df1 мм	68
Диаметры колеса	Делительный, d2 мм	200
	Вершин зубьев, da2 мм	210
	Впадин зубьев, df2 мм	188
	Наибольший, dam2 мм	215
Проверочный расчёт
Окружная сила на червяке и осевая на колесе, Ft=Fa2, Н	611,5
Окружная сила на колесе и осевая на червяке, Ft2=Fa1, Н	2276,2
Радиальная сила на червяке и колесе, Fr1=Fr2, Н	828,55
Параметр	Допускаемое значение	Расчётное значение
Контактное напряжение, ун2, МПа	156,04	135,1
Напряжение изгиба, уF2, МПа	44	8,73

2.2 Расчёт цепной передачи

Принимаем цепь приводную роликовую двухрядную 2ПР по ГОСТ 13568 - 75

Число зубьев ведущей звёздочки по формуле 13,4[2]

принимаем (число зубьев должно быть нечётным) с. 276[2]

Число зубьев ведомой звёздочки

принимаем . Условие соблюдается (с.276[2])

Коэффициент влияния частоты вращения ведущей звёздочки (n₃) на износостойкость шарниров (с.279[2]):

Коэффициент, учитывающий число рядов цепи для двухрядной цепи (с.278[2])

Шаг цепи по формуле 13.16[2]:

где P₃ - передаваемая ведущей звёздочкой мощность, кВт

По таблице 7,15 [4] принимаем цепь с шагом P =15,875 мм, для которой проекция опорной поверхности шарнира A_on=140мм². Для выбранной цепи

n_3max= 1000 мин ^-1, следовательно условие n₃ = 289,5 ? n_3max

Скорость цепи по формуле 13.2[2]:

окружная сила передаваемая цепью по формуле 13.10[2]:



Согласно условиям работы принимаем коэффициенты (с.278[2]):

К_Д - коэффициент динамической нагрузки, зависящий от типа привода, при спокойной нагрузке К_Д = 1,5;

К_Н - коэффициент наклона линии центров звёздочек к горизонту К_Н =1 при и?60^_;

К_р - коэффициент, учитывающий способ регулирования натяжения цепи К_р = 1 для передач с нерегулируемым межосевым расстоянием;

К_с - коэффициент, зависящий от способа смазывания передачи К_с = 0,8, при непрерывном смазывании.

Коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, по формуле 13.14[2]:

Среднее давление в шарнирах принятой цепи по формуле 13.13[2]:

Срок службы редуктора

Коэффициент работоспособности (с.279[2])

Допускаемое среднее давление по формуле 13.15[2]:



так как Р_ц > [Р_ц],

то износостойкость шарниров цепи обеспечена.

Межосевое расстояние передачи по формуле 13.15[2]:

Число звеньев цепи по формуле 13.7[2]:

Принимаем чётное значение L_P =120 (с.277[2])

Уточняем межосевое расстояние при окончательно принятом числе звеньев по формуле 13.9[2]:

где

тогда

для провисания цепи полученное значение a^? уменьшаем на

. Окончательно принимаем

Силы, действующие на валы звёздочек по формуле 13.12[2]:

где К - коэффициент динамической нагрузки, при и = 0…40 К = 1,15…1,3, большое значение соответствует ударной нагрузке, принимаем К = 1,3

Таблица 4 - Параметры цепной передачи

Проектировочный расчёт
Параметр	Значение
Вид цепи	Двухрядная роликовая 2ПР
Межосевое расстояние, a' мм	637
Число звеньев, LP	120
Число звеньев звёздочки	Ведущей, z1	25
	Ведомой, z2	53
Окружная сила, Fl, Н	3474
Сила давления цепи на вал, FB, Н	4616,2
Проверочный расчёт
Параметр	Допускаемое значение	Расчётное значение
Частота вращения ведущей звёздочки, n3, мин-1	1000	289,5
Давление в шарнирах цепи Pц, МПа	25,64	17,52

3. Проектировочный расчёт валов редуктора

3.1 Вал ведущий

Диаметр выходного конца ведущего вала:

Принимаем ближайшее наибольшее значение из стандартного ряда d_в1= 32 мм (таблица 11[2]) согласуя с диаметром d₁= 32 мм двигателя (таблица 18.37[1]) если на схеме муфта находится между двигателем и редуктором.

Червяк выполняем за одно целое с валом. Параметры нарезаемой части:

Согласно таблице7.1[3] определяем размеры ступеней ведущего вала редуктора:

Диаметр под полумуфту:

Диаметр под подшипник:

Где t - высота буртика, при d = 32…40 мм t = 2,5 мм (с. 109[3]). Принимаем d₂ = 40мм.

Диаметр под червяк:



Где r - координата фаски внутреннего кольца подшипника, при d = 32…40 мм, r = 2,5 мм (с. 109[3]). Диаметр под подшипник

Длина ступени под полумуфту:

Принимаем l₁ = 56 мм, согласуя с размерами полумуфты с учётом расчёта шпонок (см. п. 5.1)

Длина ступени под уплотнения крышки с отверстием и подшипник

Принимаем

Длина ступени вала-червяка определяется графически по эскизной компоновке. Длина ступени под подшипник

Где Т₁ - ширина подшипника.

Ориентировочно для червячной передачи принимаем подшипник 7608 роликовый конический однорядковый средней широкой серии (таблица К29[3] или 18.33[1]). D₁=90мм; e=0,296

3.2 Вал ведомый

Диаметр выходного конца ведомого вала:

Принимаем согласуя с расчётом шпонок (см. п. 5.2.2)

Согласно таблице 7.1[3] определяем размеры ступеней ведомого вала редуктора:

Диаметр под полумуфту

Диаметр под подшипник

Где t - высота буртика, при d = 42…50 мм t = 2,5 мм (с.109[3]).

Принимаем

Диаметр под колесо

Где r - координата фаски внутреннего кольца подшипника при d = 52..60 мм

r = 3 (с.109[3]). Принимаем

Диаметр под подшипник

Длина ступени под звёздочку цепной передачи:

Принимаем согласуя с размерами ступицы звёздочки с учётом расчёта шпонок (см. п. 5.2.2)

Длина ступени под уплотнение крышки с отверстием и подшипник

Принимаем

Длина ступени колеса

Длина ступени под подшипник

Где Т₂ - ширина подшипника. Ориентировочно для червячной передачи принимаем подшипник 7209 роликовый конический однорядовый лёгкой серии (таблица К29[3] или 18.33[1]). D = 85мм; e = 0,41

4. Эскизная компоновка

Согласно п. 7 с. 119[3] определяем расстояние l_B и l_T между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов (см. рис. 4 - Эскизная компоновка).

Для конических однорядных роликовых подшипников точка приложения реакции смещается от средней плоскости, и её положение определяется расстоянием а, измеренным от широкого торца наружного кольца (рис. 7.6б[3])

где d, D, T, B - геометрические размеры подшипников; e - коэффициент влияние осевого нагружения (табл. К29[3]). Тогда при установке подшипников враспор

(см. рис.7.6а[3])

Согласно п. 8 с.119[3] определяем точки приложения консольных сил (см. рис. 4)

Для открытых передач. Силу давления цепной передачи F_оп принимаем приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии l_оп от точки приложения реакции смежного подшипника:

Сила давления муфты F_M приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы F_M находится в торцевой плоскости выходного вала на расстоянии l_M от точки приложения реакции смежного подшипника:

5. Подбор и проверочный расчёт шпонок

Принимаем материал шпонок сталь 45 нормализованная, шпонка со скругленными торцами ГОСТ 23360-79 (таблица 8.9[4])

5.1 Ведущий вал

Материал быстроходной муфты - сталь 30

Шпонка 10*8

5.2 Ведомый вал

Проверка шпонки под колесо

Материал ступицы червячного колеса СЧ 20

Шпонка 12*8

Проверка шпонки под звёздочку цепной передачи:

Материал звёздочки цепной передачи - сталь 30



Шпонка 12*8

Прочность обеспечена

6. Расчётные схемы валов редуктора

6.1 Ведущий вал

Строим эпюру крутящих моментов:

Вертикальная плоскость:

(1)

(2)

из (1):

из (2):

Проверка:

Строим эпюру М^В

Горизонтальная плоскость

 (1)

(2)

из 1:

из 2:

Проверка:

Строим эпюру М^Г

Строим эпюру M_tot

Определяем суммарные реакции опор:

6.2 Ведомый вал

Строим эпюру крутящих моментов:

Вертикальная плоскость:

из 1:

из 2:

Направление противоположно

Проверка:

Строим эпюру М^В

Горизонтальная плоскость

из 1:

Направление противоположно.

из 2:

Проверка:

Строим эпюру М^Г

Строим эпюру M_tot

Определяем суммарные реакции опор:

7. Подбор подшипников качения

7.1 Ведущий вал

Проверить пригодность подшипников 7608 роликовых конических однорядковых ГОСТ 27365-87

Характеристики подшипников:

По таблице К29[3]. Подшипники установлены враспор.

Требуемая долговечность: (раздел 2 п.2.2.11)

Угловая скорость вала

Осевая сила

Реакции в подшипниках

Порядок расчёта согласно с.134[3]

Определяем осевые составляющие радиальных реакций (таблица 9.1, 9.6[3]):

Так как и , то

Определяем отношения

Выбираем формулы для эквивалентной нагрузки (таблица 9.1[3]):

При имеем

При имеем

где V - коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца V= 1,0;

К_у - коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке К_у =1,3

К_Т - температурный коэффициент, при рабочей температуре подшипника до 100^_С К_Т = 1,0

X - коэффициент радиальной нагрузки X = 0,4 (таблица 9.1[3])

У - коэффициент осевой нагрузки

e - коэффициент влияния осевого нагружения

Определяем динамическую грузоподъёмность по формуле с.128[3]:

Определяем долговечность подшипника по формуле с.128[3]:



Принимаем подшипник 7608

7.2 Ведомый вал

Проверить пригодность подшипников 7209 роликовых конических однорядовых ГОСТ 333-79

Характеристика подшипников:

по таблице К29[3]. Подшипники установлены враспор.

Требуемая долговечность (раздел 2 п.2.2.11)

Угловая скорость вала

Осевая сила

Реакции в подшипниках

Порядок расчёта согласно с.134[3]

Определяем осевые составляющие радиальных реакций (таблица 9.1, 9.6[3]):

Так как и , то

Определяем отношения

Выбираем формулы для эквивалентной нагрузки (таблица 9.1[3]):

При имеем

При имеем

Определяем динамическую грузоподъёмность по формуле с.128[3]:

Определяем долговечность подшипника по формуле с.128[3]:

Принимаем подшипник 7209

Таблица 6 - основные размеры и характеристики подшипников

Вал	Подшипник	Размеры d*D*B мм	Динамическая грузоподъёмность	Долговечность, ч
	Предвари- тельно	Окончательно
				Crp	Cr	L1oh	Lh
Б	7608	7608	40	80508,5	90000	2•104	1,38•104
Т	7209	7209	45	39665,4	42700	1,76•104	1,38•104

привод вал шпонка подшипник муфта

8. Расчёт элементов корпуса

Конструктивные размеры корпуса редуктора согласно рисункам 10.17; 10.18 и таблицам 10.2; 10.3[4]

Толщина стенок корпуса д и крышки д₁:

принимаем д = 8 мм

принимаем д₁ = 8 мм

Толщина верхнего пояса (фланца) корпуса:

Толщина нижнего пояса (фланца) крышки:

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки:

принимаем р = 20 мм

Диаметр фундаментальных болтов:

Принимаем болты М20

Диаметр болтов у подшипников:

Принимаем болты М16

Диаметр болтов соединяющих основание корпуса с крышкой:

Принимаем болты М12

Остальные размеры редуктора принимаем конструктивно

Таблица 5 - Основные размеры редуктора

Параметры элементов корпуса	Величина размеров
Толщина стенки корпуса и крышки редуктора	д, мм	8
	д1, мм	8
Толщина фланцев корпуса и крышки	b, мм	12
	b1, мм	12
Толщина нижнего пояса корпуса	р, мм	20
Болты	Фундаментальные	М20
	Соединяющие корпус и крышку	М16
	Крепления крышки подшипников	М12

9. Подбор и проверочный расчёт муфты

Определяем диаметры валов, которые муфта соединяет: для ведущего вала для электродвигателя АИР112М2

Так как на работу муфты существенно влияют толчки, удары, колебания, то расчёт ведут по расчётному моменту, который определяют по формуле 17.1[5]:

Где - коэффициент режима работы подвесного конвейера, согласно таблице 11.3[4]: при умеренных колебаниях принимаем

По таблице 17.8[5] находим, что для валов диаметрами 32 и 32 мм подходит муфта с наружным диаметром 140 мм и допускаемым расчётным моментом 250 Нм.

Из таблиц 17.8 и 17.9[5] выписываем параметры необходимые для расчёта и заносим в таблицу:

Таблица 7 - параметры муфты

d, мм	TP, мм	D, мм	DO, мм	Пальцы	Втулки
				dn, мм	lk, мм	z	dв, мм	lв, мм
32, 32	250	140	100	14	33	6	27	28

Проверяем пальцы на изгиб по формуле 17.7[5]

где - наибольшее напряжение при изгибе в опасном сечении, МПа

- расчётный момент, Нм

D₀ - диаметр окружности, на которой расположены пальцы, мм

Z - число пальцев

- диаметр пальца, мм

- длина пальца, мм

- допускаемое напряжение при изгибе = 80…90 МПа

Проверка резиновых втулок на смятие по формуле 17.8[5]:

где - длина втулки, мм

Принимаем муфту упругую втулочно-пальцевую 250-32-1.2-32-1.2-УЗ

ГОСТ 21424-93 С номинальным вращающим моментом 250 Нм; полумуфты имеют диаметры 32 и 32 мм, тип 1, исполнение 2, климатическое исполнение У, категория размера 3.

Радиальная сила вызванная радиальным смещением, по формуле (с.237[3]):

где - радиальное смещение (таблица К21 с.401[3]) при d = 32 мм

- радиальная жёсткость муфты (таблица 10.27 с.238[3]) при d = 32 мм тогда

10. Проверочный расчёт валов

10.1 Ведомый вал

Материал - сталь 40Х нормализованная твёрдость 269…302 НВ, 46…51HRC_э, у_в = 900 МПа.

Сечение 1-1: концентратор напряжения - шпоночная канавка под звёздочку цепной передачи:

Определяем коэффициенты:

Сечение 2-2: концентратор напряжения галтель

Определяем коэффициенты:

Сечение 3-3: концентратор напряжения - посадка подшипника на вал

Определяем коэффициенты:

Сечение 4-4: концентратор напряжения - шпоночная канавка под колесо

Определяем коэффициенты:



Таблица - Расчётные коэффициенты запаса прочности

Сечение	1-1	2-2	3-3	4-4
Ведомый вал	2,3	3,8	2,3	8

Прочность валов обеспечена.

Размещено на Allbest.ru