Привод цепного конвейера с цилиндрическо-червячным редуктором и цепной передачей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Развитие современной науки неразрывно связанно с изучением новых машин, повышающих производительность труда людей, а также обеспечивающих средства исследования законов природы и жизни человека.

Целью создания машины является увеличение производительности и облегчения физического труда человека путем замены человека машиной.

В некоторых случаях машина может заменить человека не только в его физическом, но и в умственном труде. В некоторых случаях процессы преобразования энергии материалов и информации, выполнение машиной происходят без непосредственного участия человека. Такие машины получили название машин-автоматов. Автоматом называют самоуправляемую рабочую машину, которая при осуществлении технического процесса самостоятельно производит все рабочие и холостые ходы рабочего цикла и нуждается лишь в настройке и наладке.

Рационально спроектированная машина должна удовлетворять социальным требованиям - безопасности обслуживания и создания наилучших условий для обслуживающего персонала, а также эксплуатационным, экономическим, технологическим и производственным требованиям. Эти требования представляют собой сложный комплекс задач, которые должны быть решены в процессе проектирования навой машины.

Решение этих задач на начальной стадии проектирования состоит в выполнении анализа и синтеза проектируемой машины, кинематическом расчете, расчете зубчатой передачи конструирование шкивов и натяжных устройств, цепных передач, муфт, рам, креплений.

Исходные данные

Окружная сила на звездочке конвейера Ft=18000 кН

Число зубьев Zзв=11

Скорость движения цепи Vраб=0,3 м/с

Шаг тяговых звездочек Рзв=100 мм

5. Наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач L=400 мм

1. Кинематические расчеты

Принимаем кинематическую схему, исходя из заданной структуры механизма.

Рис. 1

1.1 Выбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяем его мощность и частоту вращения:

Определяем потребляемую мощность:

Где: общ=1234…- КПД звеньев кинематической цепи

Зубчатая цилиндрическая (с опорами, закрытая) 1=0,97

Муфта соединительная и предохранительная 2=0,96

В подшипниках 3=0,99

Червячная 4=0,8 (таб. 1,1 1).

Частота вращения приводного вала:

Приближенное значение диаметра звездочки:

Частота вращения электродвигателя:

nэ=nвu1u2=16,4*20*4=1312 (об/мин)

Где: u1=20, u2=4 - средние значения передаточных чисел тихоходной и быстроходной передач.(таб. 1,2 1)

Определяем марку электродвигателя:

4А132S4/1455 Р=7.5 кВт, n=1455 об/мин., исполнение IM 1081

1.2 Определение передаточных чисел привода

Определяем общее передаточное число:

Передаточное число редуктора:

По формуле из таб. 1.3 1 определяем передаточные числа быстроходной и тихоходной передач:

Определение вращающих моментов на валах привода:

Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса быстроходной ступени:

Частота вращения вала колеса тихоходной ступени:

Момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

вращающий момент на входном валу редуктора:

где: 4=0,97 - КПД зубчатой передачи быстроходной ступени.

По заданным коэффициентам L0, Kc и Кг определим время работы редуктора и коэффициент нагрузки:

t? = L0·365· Кг·24· Kc= 5·365·0.8·24·0.61 = 21024 часа,

Кне =

1.3 Расчет зубчатой передачи

Выбор твердости, термической обработки и материала шестерни и колес.

Шестерни:

Марка стали	Термическая обработка	Твердость	Т МПа	Размеры, мм
		Сердцевины НВ	Поверхности HRC		Dпред	Sпред
40Х	Улучшение и закалка ТВЧ	269…302	45…50	750	125	80

Колеса:

Марка стали	Термическая обработка	Твердость	Т МПа	Размеры, мм
		Сердцевины НВ	Поверхности НВ		Dпред	Sпред
40ХН	Улучшение	235…262	235…262	640	315	200

Допустимые напряжения.

Термообработка	Группа сталей	Н, МПа	F, МПа	Нmax, МПа	Fmax, МПа
Закалка ТВЧ по контуру зубьев	40Х, 40ХН, 35ХМ	14HRC+170	370	40HRC	1260
Термообработка	Группа сталей	Н, МПа	F, МПа	Нmax, МПа	Fmax, МПа
Улучшение	40Х, 40ХН, 35ХМ	1,8HВ+67	1,03НВ	2,8Т	2,7НВ

1.4 Расчет передачи по допустимым напряжениям

Н1=14 HRC +170=14*50+170=870 МПа

Н2=1,8*HB+67=1.8*250+67=517 МПа

Н=0.45*(Н1+Н2)=0.45*(870+517)=624 МПа

F1=370 МПа

F2=1.03*HB=1.03*250=258 МПа

F=258 МПа

2. Расчет зубчатой передачи

2.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Межосевое расстояние (мм).

по 1 находим:

=4950 u=2.5 x=0.72 KHB=1.056 KНД=0,986

Коэффициент концентрации при расчёте прирабатываемых передач находится по формуле:

, где

x - коэффициент режима

- начальный коэффициент концентрации

=1,2 для (при симметричном расположении)

, где

Принимаем межосевое расстояние равным 140 мм.

Предварительные основные размеры колеса.

Ширина колеса:

Диаметр колеса:

Модуль передачи (мм).

принимаем по (таб. 2.6 1)

b2=0.056м. d2=0.2м.

Принимаем модуль быстроходной передачи равным 3 мм.

Суммарное число и угол наклона зубьев.

Число зубьев шестерни и колеса.

Колеса:

Шестерни:

X2=0.5

Фактическое передаточное число.

Окончательное значение размеров колес.

делительные диаметры колес (мм):

диаметры вершин колес (мм):

диаметры впадин колес (мм):

Размер заготовок колес (мм).

Силы в зацеплении.

Окружная:

Осевая сила:

Радиальная сила:

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба.

=1 =1,028 =1,58 =3,5 900 =0,007 =4,6 V=6 X=0.72

Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

KH=2.7*105 KHa=1.1 KHB=1.056 KHV=1.04

2.2 Расчет червячной передачи

Определение скорости.

Выбор материала колеса и червяка.

Материал червяка: Сталь 40ХН. Обработка: улучшение + закалка ТВЧ + шлифование.

Твердость сердцевины 269-302 HB

Твердость поверхности 48-53 HRC

Материал колеса: Безоловянная бронза БРАЖ10 - 4 - 4

Расчетное допускаемые контактные напряжения.

Межосевое расстояние (мм).

Основные параметры передачи.

Z2=Z1*U=36 Z1=1

Модуль передачи (мм.):

Коэффициент диаметра червяка:

Коэффициент смещения:

Размеры червяка и колеса.

Длина нарезанной части червяка и ширина венца:

Проверочный расчет передачи на прочность:

КПД передачи.

Силы в зацеплении.

Окружная



Радиальная

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба.

YF=1.65 KV=1.24 KB=0.999

Тепловой расчет.

Разработка эскизного проекта.

Диаметры валов (мм):

Для быстроходного вала:

Для промежуточного вала:

Для тихоходного вала:

Коэффициенты по (таб. 24.10 1)

2.3 Расстояние между деталями передачи

Зазор между корпусом и колесом:

Высота поддона редуктора:

Расстояние между торцами колес:

3. Определение реакций в опорах валов

3.1 Быстроходный вал

Ft=370 (Н)Fa1=24 (H)Fr1=137 (H)

Рис. 2

В вертикальной плоскости:

Му=0 относительно т.В

Му=0 относительно т.А

Проверка: Z=0

В горизонтальной плоскости:

Му=0 относительно т.В

Му=0 относительно т.А

Суммарные радиальные реакции подшипников:



Подбор подшипников по динамической грузоподъемности.

Для быстроходного вала выбираем шарикоподшипники радиальные однорядные:

Обозначение	Размеры, мм	Грузо- подъемность
	d	D	B	r	Cr	C0r
308	40	90	23	2.5	31.9	22.7
Обозначение	Размеры, мм	Грузо- подъемность
	d	D	B	r	Cr	C0r
312	60	130	31	3,5	64,1	49,4

Осевое составляющее реакции:

Определяем осевые нагрузки на подшипники:

Расчетная осевая сила для опоры А:

Расчетная осевая сила для опоры В:

Эквивалентная нагрузка наиболее нагруженного подшипника:

Динамическая грузоподъемность:

3.2 Промежуточный вал

Ft2=2179(H)Fa2=14000(H)Fr2=5096(H) Ft3=900(H)Fa3=159(H)Fr3=333(H)T=90(H*м)

Для промежуточного вала принимаем роликоподшипники конические однорядные:

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность	Факторы нагрузки
	d	D	Тнаиб	b	c	r	r1	Cr	C0r	e	Y	Y0
7314	70	150	38,5	37	30	3,5	1,2	168	137	0.31	1,94	1,06

Рис. 3

Определяем опорную реакцию в вертикальной плоскости:

МА=0

МB=0



Проверка: Му=0

В горизонтальной плоскости:

МA=0

МB=0

Проверка: Мz=0

Суммарные радиальные реакции:

Определяем осевые составляющие:

Определяем осевые нагрузки на подшипники:

Расчетная осевая сила для опоры А:

Расчетная осевая сила для опоры В:

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:



Динамическая грузоподъемность:

3.3 Тихоходный вал

Ft4=14000(H)Fa4=2179(H)Fr4=5096(H)

Для тихоходного вала принимаем роликоподшипники конические однорядные:

Обозначение	Размеры, мм	Грузо- подъемность	Факторы нагрузки
	d	D	Тнаиб	b	c	r	r1	Cr	C0r	e	Y	Y0
7315	75	160	40,5	37	31	3,5	1,2	178	148	0.33	1,83	1,01

Рис. 3

Определяем опорные реакции вала в вертикальной плоскости:

МА=0

МB=0

Проверка: Y=0

В горизонтальной плоскости:

МA=0

МB=0

Проверка: Z=0

Определяем суммарные реакции:

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:



Динамическая грузоподъемность:

4. Расчет шпоночных соединений

4.1 Тихоходный вал

dв=75 мм - крепление колеса.

Шпонка 20:12:100 ГОСТ 23 360-78

Мкр max=3150 (Н*м)

Для стальных шпонок []см=980*105 Па

[]ср=1176*105 Па

к=10-6=4 (мм)

Напряжение смятия на рабочей грани шпонки:

Напряжение среза шпонки:

4.2 Промежуточный вал

dв=70 мм - крепление колеса.

Шпонка 20:12:80 ГОСТ 23 360-78

Мкр max=90 (Н*м)

к=8-5=3 (мм)

Напряжение смятия на рабочей грани шпонки:

Напряжение среза шпонки:

4.3 Быстроходный вал

dв=50 мм - крепление колеса.

Шпонка 14:9:60 ГОСТ 23 360-78

Мкр max=37 (Н*м)

к=8-5=3 (мм)

Напряжение смятия на рабочей грани шпонки:

Напряжение среза шпонки:

4.4 Расчет шлицевых соединений

Быстроходный вал.

5. Расчет валов на выносливость и жесткость

Быстроходный вал:

Промежуточный вал.



Тихоходный вал.



Расчет упругой муфты.

Т=37(Н*м); n=1455 об/мин:

по справочнику выбираем:

d=40 (мм)D=160 (мм) L=113(мм) В=25 (мм)l1=60 l2=50

6. Расчет предохранительной муфты

привод зубчатый передача вал

Определение числа пар трения поверхностей.

Формула вычисления числа пар трения имеет следующий вид

Tкр - крутящий момент на который регулируется муфта;

[p] - допускаемое давление на трущихся поверхностях;

Dн и Dвн - наружный и внутренний диаметры кольца контакта дисков;

Dср - средний диаметр контакта дисков;

f - коэффициент трения покоя.

Dн=306 Dвн=145мм.

Dср = (Dн + Dвн)/2 = 225.5 мм, [p] = 0.8 МПа, f = 0.1.

Принимаем ближайшее четное число, то есть 26.

Так как число пар трения достаточно большое, то уже на этом основании можно выбрать муфту многодисковую.

6.1 Расчет пружины

Для передачи заданного крутящего момента диски фрикционной предохранительной муфты должны сжиматься с силой

Примем материал пружины легированную сталь, тогда [ф] = 750 МПа.

Принимаем d = 7 мм, Определяем число рабочих витков пружины. На основании формулы имеем:

Кол-во витков 4

Высота пружины при полном сжатии витков:

Hз = (z1 - 0.5) ·d = (3 - 0.5) ·12 = 30 мм.

Теперь определим высоту свободной пружины:

Hо = Hз + z· (t - d) = 30 +3*(31,2-12) = 62 мм.

7. Расчет цепной передачи

Расчет основных геометрических параметров приводной звездочки.

Шаг цепи Рцк = 100 мм;

Ширина пластины h = 45 мм;

Расстояние между внутренними пластинами Ввн = 36 мм;

Диаметр втулки d1 = 25 мм;

Геометрическая характеристика зацепления л = Рцк/25 = 100/25 = 4;

Шаг зубьев звездочки Рцк = 100 мм;

Число зубьев звездочки z = 11;

Диаметр делительной окружности dд =t/sin(180/z) = 355 мм;

Диаметр окружности выступов Dе = t*(0.5+ctg(180/z))=390 мм;

Коэффициент высоты зуба k = (cosec 180/z- kz) + z/ л = 0.42:

Коэффициент числа зубьев kz = ctg(180/z) = ctg(180/11) = 3.41;

Диаметр окружности впадин Di = dд - d1 = 355-25 = 330 мм;

Радиус впадин зубьев r = 0.5d1 = 12.5 мм;

Высота прямолинейной поверхности зуба от линии шага

h1=0.2·t·( л - 1) = 60 мм;

Ширина основания зуба b = 0.9·Ввн = 0.9·36 = 32.4 мм;

Ширина вершины зуба b1 = 0.83b = 26.9 мм;

Диаметр венца Dc = dд - 1.25h = 298.75;

Литература

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб и доп. - М.: Высш. шк., 1985 - 416 с.

2. Проектирование механических передач: учебное пособие для вузов /С.А. Чернавский, Г.А. Снесарев, Б.Ц. Козинцев и др. - 5-е изд., перераб. и доп. - М.: Машиностроение, 1984. - 560 с.

3. Р.В. Коросташевский, В.Н. Напышкин и др. Подшипники качения спрпавочник М.: Машиностроение, 1984г. 278 с.

4. Детали машин: Атлас конструкций. Уч. пособие для машиностроительных вузов/ В.Н. Беляев, И.С. Богатырев, А.В. Буланже и др.; под ред. д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. - 4-е изд., перераб и доп.- М.: Машиностроение, 1979. - 367 с.

5. В.С. Поляков, И.Д Барбаш, О.А. Ряховский. Справочник по муфтам/ под ред. В.С. Полякова. 2-е изд., исправ и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1979. - 344 с.

6. П.Г. Гузенков Детали машин: Учеб. Пособие для студентов вузов. - 3-е изд. перераб и доп. - М.: Высш. шк., 1982 - 344 с.

Размещено на Allbest.ru