Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

Техническое задание

Рассчитать привод ленточного конвейера по указанной ниже кинематической схеме.

F=12000 H;

V=0.3 m/c;

D=0.5 м.

1. Расчет основных параметров привода

Определяем КПД привода

,

Где =0,99 - КПД муфты,

=0,98 КПД закрытой зубчатой передачи

=0,95КПД открытой зубчатой передачи;

=0,99 КПД пары подшипников;

=0,97 КПД конической зубчатой передачи.

=0,99*0,98*0,95*0,99⁴*0,97=0,86.

Определяем мощность на валу барабана

Определяем требуемую мощность электродвигателя

.

Выбираем двигатель

Двигатель 112М (п_дв=1500 об/мин - синхронная частота вращения, Р=5,5кВт)

Определяем номинальную частоту вращения.

,

Где S=0,037.

Определяем угловую скорость вращения барабана

Определям передаточное число привода

.

Где n₅=-частота вращения барабана.

Принимаем по рекомендациям ГОСТ передаточные числа вех передач привода:

U₁=6.3 передаточное число конической передачи

U₂=5 передаточное число закрітой цилиндрической передачи

U₃= передаточное число открытой цилиндрической передачи.

Определяем характеристики валов

n-частота вращения;

-угловая скорость;

P₁-мощность;

T₁-момент вращения.

Вал 1

;

Вал 2

;

Вал 3

;

Вал 4

;

Вал 5

.

Результаты основных параметров запишем в таблицу

вал	n1, об/мин	w, рад/с	P1, кВт	T1, Н м	и	и	и	и
1	1444,5	159,19	4,2	28,8	1	-	-	-	0,99	-	-	-
2	1444,5	159,19	4,158	27,5		6,3				0,96
3	229,28	23,99	3,993	166,4	-		5		-		0,97
4	45,856	4,799	3,874	8072		-		4		-		0,93
5	11,464	1,2	3,64	3033			-				-

2. Расчет закрытой конической передачи.

Принимаем для шестерни и колеса одну и ту ж самую марку стали с разной термообработкой. Принимаем для шестерни сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=270; для колеса - сталь 40Х улучшенную с твердостью НВ=245.

Определяем допускаемое контактное напряжение

Где

=1 - коэффициент долговечности;

=1,15 - коэффициент безопасности.

Определим внешний делительный диаметр колеса

Где - при консольном расположении шестерни;

- коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию;

=99;

и=6,3;

Т₂=166,4*10³Н*мм.

Принимаем по ГОСТ 1289-76 ближайшее стандартное значение =315 мм.

Принимаем число зубьев шестерни z₁=18, тогда z₂=z₁u=18*6,3=113,4.

Принимаем z₂=113, тогда и= z₂/z₁=113/18=6,27.

Определяем отклонение от здданого

(6,27/6,3)/6,3=0,047 - что меньше установленного ГОСТ 12289-76 - 0,03.

Определяем внешний окружной модуль

Уточняем значение:

==2,79*113=315,27 мм;

Определяем отклонение от стандартного значения:

(315,27-315)/315*100%=0,085% - что меньше допустимых 2%.

Определяем углы делительных конусов

ctg;

.

Определяем внешнее конусное расстояние, и длину зуба

;

Принимаем в=46 мм.

Определяем внешний делительный диаметр шестерни

.

Определяем средний делительный диаметр шестерни

.

Определяем диаметр шестерни и колеса по вершинам зубьев

.

Определяем средний окружной модуль

Определяем коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Определяем среднюю окружную скорость колес

Для проверки контактных напряжений определим коэффициент Кн

Где =1,23 - коэффициент учитывающий распределения нагрузки по длине зуба;

=1 - коэффициент учитывающий нагрузки между прямыми зубьями;

=1,05 - коэффициент учитывающий динамическую нагрузку.

Проверяем контактное напряжение

Определяем окружную силу

где =27,5Нм=27,5*10³Нм.

Определяем радиальную силу для шестерни, которая равна осевой для колеса

Определяем осевую силу для шестерни, которая равна радиальной для колеса

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

;

Где ;

=1,38;

=1,45 (значение взято для 8-й степени точности);

=0,85 - опытный коэффициент, учитывающий понижение нагрузочной способности;

- коэффициент формы зуба, выбираем в зависимости от эквивалентных чисел зубьев

Для шестерни:;

Для колеса: .

При этом

Запишем уравнение допускаемых напряжений на выносливость по напряжениям изгиба:

Где =1,8НВ - для стали 40Х при твердости350

Для шестерни

Для колеса

Коэффициент запаса прочности:

Где =1,75;

=1.

Допускаемое напряжение при расчете зубьев на выносливость:

Для шестерни:

Для колеса:

Для шестерни отношение:

Для колеса отношение:

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так полученное отношение для него меньше:

Полученные результаты занесем в таблицу.

Параметр	Размерность	Значение
изп	6,3	-
аw	-	-
Z1	шт	18
Z2	шт	113
mn	-	-
me	Мм	2,79
	-	-
de2	мм	315
de1	мм	50,22
dae1	мм	55,73
dae2	мм	315,88
b	мм	45,49
m	мм	2,38
Re	мм	159,62
d1	мм	42,9
V	м/с	3,41
Ft	Н	1282
Fr1	Н	460,8
Fa1	Н	73,27
Fr2	Н	73,27
Fa2	Н	46,8

3. Расчет закрытой цилиндрической передачи

Для шестерни выбираем материал сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса сталь 45, твердость НВ 200.

Запишем формулу допускаемых контактных напряжений:

Где - предел контактной выносливости для углеродистой стали, с твердостьюНВ 350.

=1 - коэффициент долговечности;

=1,1 - коэффициент безопасности.

Запишем формулу допускаемых контактных напряжений для косозубых колес:

;

Для шестерни: ;

Для колеса: .

Расчет допускаемого контактного напряжения

- условие выполнено.

Запишем формулу межосевого расстояния из условия контактной выносливости активных поверхностей:

Где =1,25- в случае для не симметричного расположения колес;

=0,4 - коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию;

=43 - коэффициент для косозубых колес;

и=5;

=807,2Н м=807,2*10³Н мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 - =200 мм.

Выбираем нормальный модуль зацепления:



Принимаем по ГОСТ 9563-60 2,5.

Выбираем числа зубьев и колеса, предварительно приняв угол наклона зубьев =10:

;

Принимаем 26, тогда ;

Уточняем число угла наклона зубьев:;

.

Определяем основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:;

Проверка:;

Диаметры вершин зубьев:;

Ширина и шестерни:

По конструктивным соображениям принимаем ширину колеса100 мм; 105 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

.

Определяем окружную скорость колеса и степень точности передачи:



где=23,99 рад/с.

При такой скорости для косозубых колес следует принимать 8-ю степень точности по ГОСТ1643-81.

Проверяем контактные напряжения по формуле:

Где - коэффициент нагрузки;

=1,155 - при несимметричном расположении колес относительно опор;

=1,06 - при V=0,8 м/с и 8-й степени точности;

=1,0 - для косозубых колес при V 5 м/с;

.

Определяем силы, действующие в зацеплении:

окружная:

Где =166,4Нм=166,4*10³Нмм.

Радиальная:

Осевая:

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Где

=1,45;

=1,25;

у шестерни:

у колеса:

Допускаемое напряжение:

;

Где =1,8НВ - для стали 45 улучшенной, при твердости НВ=350;

Для шестерни:

Для колеса:

Где =1,75;

=1.

Допускаемые напряжения:

Для шестерни:

Для колеса:

Находим отношение:

Для шестерни: 237/3,8=62,36МПа;

Для колеса: 206/3,6=57,5Мпа.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты и :

 - для средних значений торцевого перекрытия.

Проверяем прочность зуба колеса: - условие прочности выполнено.

Полученные результаты занесем в таблицу.

Параметр	Размерность	Значение	Параметр	Размерность	Значение
изп	-	5	da1	мм	71,66
aW	Мм	200	da2	Мм	338,34
Z1	Шт.	26	b1	Мм	105
Z2	Шт.	130	b2	Мм	100
mn	Мм	2,5	V	м/с	0,8
		12,5	Ft	Н	4992
d1	Мм	66,66	Fa	Н	1107
d2	мм	333,34	Fr	Н	1861

4. Расчет открытой цилиндрической зубчатой передачи

Сцелью уменшення износа принимаем материал шестерни сталь 45, ствердосью240-280 НВ, для колеса чугун СЧ 30-2, НВ 197-265; ; для стали .Предача не реверсивная.

Определяем допускаемые напряжения:

Для шестерни:

Где =1 - коэффициент цилиндрической долговечности.

Для колеса:

Принимаем число зубьев шестерни

Определим число зубьев колеса:

Находим коэффициент формы зубьев шестерни и колеса:

Для шестерни:

Для колеса:

Определим отношение:

Для шестерни: 195/4,12=47,3;

Для колеса: 120/3,74=32.

Дальнейший расчет ведем для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определим модуль передачи:

Где =1,0 - коэффициент ширины шестерни относительно его диаметра рпи несеметричном расположении колес относительно опор;

=1,08 - коэффициент неравномерности нагрузки по ширине венца.

=14 - коэффициент модуля для прямозубых передач;

=807,2Нм.

ПО СТ СЭВ-310-76 - принимаем ближайшее значение m=7 мм.

Определи параметры передачи:

а) межосевое растояние:

б) диаметры:

в) ширина колес колеса, шестерни:

Вычисляем окружную и радиальную силы:

Где

Определяем удельную расчетную окружную силу и проверяем прочность зубьев:

Условие прочности выполнено.

Полученные результаты занесем в таблицу.

Параметр	Размерность	Значение
aw	Мм	300
m	Мм	6
d1	Мм	120
da1	Мм	132
df1	Мм	105
b1	Мм	125
b2	Мм	120
Ft1	Н	13453
Fr	Н	4897
WFt	Н	121,07

5. Расчет ведомого вала редуктора

Предварительный расчет відомого вала и выполнение эскиза вала.

А) Опредиляем минималиный діаметр вала из расчета на чистое кручение:

Где =807,2*10³ Нм - вращающий момент на ведомом валу;

=15 МПа - допускаемое напряжение на кручение.

Полученный результат округляем до стандартного большего значения по ГОСТ: =65 мм.

Б) Назначаем конструктивно диаметры различных уастков:

Диаметр выходного конца валв: =65 мм;

Диаметр вала под подшипник:

Диаметр вал под колесом:

Диаметр бурта для упора колеса:

В) Выполним эскиз вала:

Расчет шпоночных соединений ведомого вала

А) Расчет шпонки 1. Запишем формулу напряжение на смятие и условие прочности:

Где - момент на ведомом валу;

=65 мм - диаметр вала;

=11 мм - высота шпонки по ГОСТ 8788-68;

=18 мм - ширина шпонки по ГОСТ 8788-68;

=4,4 мм.

=100ММПа - допускаемое напряжение на смятие.

Полученное значение длинны шпонки округляем до наибольшего по ГОСТ: 80 мм.

Шпонка 1:

Б) Расчет шпонки 2. Запишем формулу напряжение на смятие и условие прочности:

Где =75 мм;

=12 мм;

=20 мм;

=4,9 мм.

Полученое значение длинны шпонки округляем до наибольшего по ГОСТ: 80 мм.

Шпонка 2:

Построим эпюру изгибающих и вращающих моментов для ведомого вала.

А) Строим расчетную схему вала, определяем силы реакции в подшипниках из условия равновесия.

F_t1=13453H; F_r1=4897H; F_t2=4992H; F_a2=1107H; F_r2=11861H; d₂=333,34 мм; d₁ =120 мм.

;

;

Проверяем условие равновесия:

;

;

Проверяем условие равновесия:



Б) Строим эпюры М_Х; М_у; М_кр.

Эпюра М_Х

Эпюра М_у

Эпюра М_кр

На схеме вала указано сечение Б-Б - для уточненного расчета опасного сечения.

Проверка долговечности выбранных подшипников:

А)

Было бы:

Выбираем роликоподшипники радиально упорные, конические: 7114.

С₀=71кН;

С=77,6кН;

е=0,28;

Y=2,11.

Б) определяем осевые составляющие от радиальной нагрузки для 2-х подшипников:

Определяем осевые силы, действующие на подшипники, т.к.

, то:

Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник, определим отклонения:

Определим эквивалентную силу на подшипник 1:



В) Определим долговечность выбраных подшипников в миллионах оборотов:

Где Р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников.

Где n₄=45,856 об/мин - частота вращения вала.

Вывод: долговечность выбранных подшипников обеспечена.

6. Расчет промежуточного вала

Определим минимальный диаметр вала из расчета на чистое кручение.

=166,4*10³Нмм;

Полученый результат округляем до стандартного значения по ГОСТ: =40 мм.

Назначаем конструктивные диаметры различных участков вала.

Диаметр вала под подшипник: =40 мм;

Диаметр вал под колесом:

Диаметр бурта для упора колеса:

Выполним эскиз вала

Расчет шпоночного соединения:

Где

=45 мм;

=9 мм;

=14 мм;

=3,8 мм.

Полученное значение длинны шпонки округляем до наибольшего по ГОСТ: 45 мм.

Шпонка 1:

Строим расчетную схему вала, определим силы реакций в подшипниках из условия равновесия.

F_t2=1282H; F_a2=460,9H; F_r2=73,27H; F_t1=4992H; F_a1=1107H; F_r1=1861H; d₂=315,88 мм; d₁=66,66 мм.



Проверяем условие равновесия:

Проверяем условие равновесия:

Проверка долговечности выбранных подшипников:

Выбираем роликоподшипники радиально упорные, конические, особо легкой серии: 7108.

С₀=28,4кН;

С=40кН;

е=0,33;

Y=1,84.

определяем осевые составляющие от радиальной нагрузки для 2-х подшипников:

Определяем осевые силы, действующие на подшипники, т.к.

, то:

Рассмотрим наиболее нагруженный подшипник, определим отношения:

Определим эквивалентную силу на подшипник 1:

Определим долговечность выбраных подшипников в миллионах оборотов:



Где Р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников.

Где n₃=229,28 об/мин - частота вращения вала.

Вывод: долговечность выбранных подшипников обеспечена.

7. Расчет входного вала

Определим минимальный диаметр вала из расчета на чистое кручение.

=21,5*10³Нмм;

Полученный результат округляем до стандартного значения по ГОСТ: =25 мм.

Назначаем конструктивные диаметры различных участков вала.

Диаметр вала под подшипник: =25 мм;

Диаметр вал под подшипник 1:

Диаметр бурта:

Диаметр вал под подшипник 2:

Диаметр бурта:

Выполним эскиз вала.



Расчет шпоночного соединения:

Где

=25 мм;

=7 мм;

=8 мм;

=3,3 мм.

Полученное значение длинны шпонки округляем до наибольшего по ГОСТ: 25 мм.

Шпонка 1:

Строим расчетную схему вала, определим силы реакций в подшипниках из условия равновесия.

F_t=1282H; F_a=73,27H; F_r=460,8H; d₁=55,73 мм.



Проверяем условие равновесия:

Проверяем условие равновесия:

Проверка долговечности выбранных подшипников:

1. Выбираем шарикоподшипник радиально упорный, однорядный особо легкой серии: 35106

2. Выбираем роликоподшипник радиально сферический, двухрядный особо легкой серии: 3508.

Так как в конструкции подшипник (1) воспринимает радиальную и осевую силы и по своей конструкции отличается от подшипника (2) то расчет проведем для каждого из подшипников отдельно.

Расчет подшипника 1

С₀=8,57кН;

С=15,3кН.

Определим отношение:

По таблице 9,18. (уч. Чернавского) определяю коэффициент осевого нагружения е=0,41.

Рассчитаем подшипник:

- так как в конструкции 2 подшипника.

так как

Определим эквивалентную нагрузку:

Определим долговечность выбраных подшипников в миллионах оборотов:

Где Р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников.



Где n₃=1444,5 об/мин - частота вращения вала.

Вывод: долговечность выбранных подшипников обеспечина.

Расчет подшипника 2

Определим эквивалентную силу, действующую на подшипник 2.

С=19кН;

С₀=8,55кН.

- так как этот подшипник воспринимает только радиальную нагрузку.

Определим долговечность выбраных подшипников в миллионах оборотов:

Где Р=10/3 - показатель степени для роликовых подшипников.

Где n₃=1444,5 об/мин - частота вращения вала.

Вывод: долговечность выбранных подшипников обеспечина.

8. Уточненный расчет ведомого вала

Расчет проведем дл сечения Б-Б - указанного в пункте 5.5.

Рассчитаем изгибающий момент (щитаем что Х₁=4,25 мм):

Где =4897Н.

Определим сопротивление сечения нетто при b=18 мм; t₁=4,4 мм:

Определим амплитуду нормальных напряжений изгиба:

Определим момент сопротивления кручению сечения нетто:

Определим амплитуду и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

Где =807,2*10³Нмм.

Определим коэффициент запаса прочности:

Где

=1,59; =1,49; =0,8; =0,69; =0,15; =0,1 - коэффициенты выбраны по таблице 8.5 (уч. Чернавского).

Определим результирующий коэффициент запаса прочности:

Вывод: сечение Б-Б - надежное.

9. Определение конструктивных размеров корпуса редуктора и крепежных деталей

Определим толщину корпуса и крышки редуктора:

Определим толщину верхнего пояса корпуса:

Определим толщину пояса крышки и корпуса:

Определим толщину нижнего пояса корпуса без бобышки:

При наличии бобышки:

Определим толщину ребер крышки и корпуса:

Определим диаметр фундаментных болтов:

Определим диаметр болтов у подшипников:

10. Выбор сорта масла

10.1. Определяем обьем масляной ванны из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

10.2. По табл. 10,8 (уч. чернавского) устанавливаем вязкость масла:.

10.3. По табл. 10,10 (уч. чернавского) принимаем масло индустриальное И-30А.

10.4. Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1, периодически пополняем его шприцом.

Литература

1. С.А Чернавский, И.М Чернин, Г.М. Ицкович, В.П. Козинцов. Курсовое проектирование деталей машин. 2-е изд., переераб. и доп. Москва. Машиностроение 1987

2. Р.А. Баласанян. Атлас деталей машин. Основа. 1996

3. Н.А. Спицин. Расчет и выбор подшипников качения. Справочник. М. Машиностроение, 1974.

Размещено на Allbest.ru