Расчет и проектирование привода конвейера

редуктор конвейер подшипник привод

- требуемая мощность электродвигателя(2.1)

где: - коэффициент полезного действия (КПД) общий.

(2.2)

где[3, табл.2.2]:

- КПД ременной передачи

- КПД червячной передачи

- КПД подшипников

- КПД муфты

Определение ориентировочной частоты вращения вала электродвигателя

(2.3)

где - выходная частота вращения вала рабочей машины

- общее передаточное число редуктора.

,

где - передаточное число ременной передачи, передаточное число червячной передачи.

Принимаем :

,

По требуемой мощности выбираем [2,табл.24.8] электродвигатель серии 4А закрытый обдуваемый с асинхронной частотой вращения 1455мин^-1 4А132S4, с параметрами = 7,5 кВт, мин ^-1, мин ^-1.

Определение действительных передаточных отношений

Принимаем

Выбор материала червяка и червячного колеса

Для червяка с учетом мощности передачи выбираем [4, c.52] сталь 45 с закалкой до твердости не менее HRC 45 и последующим шлифованием.

Марка материала червячного колеса зависит от скорости скольжения

(4.1)

м/с

Для венца червячного колеса примем безоловяннистую бронзу БрАЖ9- 4.

Предварительный расчет передачи

Диаметры вершин и впадин витков червяка

(47)

(4.8)

Длина нарезной части шлифованного червяка [1]

(4.9)

Принимаем b₁=130мм

Делительный угол подъема ?:

? =arctg(z₁/q)

? =arctg(2/8)

? = 14 ?

h_a=m=10мм; h_f=1,2x m=12мм; c=0,2x m=2мм.

Основные геометрические размеры червячного колеса [1]:

Делительный диаметр червячного колеса

(4.10)

Диаметры вершин и впадин зубьев червячного колеса

(4.11)

(4.12)

Наибольший диаметр червячного колеса

(4.13)

Ширина венца червячного колеса

(4.14)

Принимаем b₂=67мм

Окружная скорость

(4.15)

червяка -

колеса -

Скорость скольжения зубьев [1, формула 4.15]

КПД редуктора с учетом потерь в опорах, потерь на разбрызгивание и перемешивания масла [3, формула 5.1]

Уточняем вращающий момент на валу червячного колеса

(4.16)

По [1, табл. 4.7] выбираем 7-ю степень точности передачи и находим значение коэффициента динамичности Kv = 1,1

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки [1,формула 4.26]

В этой формуле коэффициент деформации червяка при q =8 и Z₂ =32 [1,табл. 4.6]

При незначительных колебаниях нагрузки вспомогательный коэффициент Х=0,6

Коэффициент нагрузки

Проверочный расчет

(4.17) (4.18)

Данные расчетов сведены в табл.1.

Таблица 1. Параметры червячной передачи

Тепловой расчет редуктора

Цель теплового расчета - проверка температуры масла в редукторе, которая не должна превышать допускаемой [t]_м=80…95?С. Температура воздуха вне корпуса редуктора обычно t_в=20 ?С. Температура масла t_м в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения определяется по формуле [3]:

(5.1)

где ?- КПД редуктора,

К_t =9…17 Вт/(м²град) - коэффициент теплопередачи,

А - площадь теплоотдающей поверхности корпуса редуктор, м²

По [3, табл.11.6] исходя из рассчитанного межосевого расстояния 200мм определяем А=0,8

Подставив данные в (18.1) получим:

?С>[t]_м

Температура редуктора немного превышает норму.

Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные: передаваемая мощность P₁=6,025 кВт; частота вращения ведущего шкива n_двиг=1455 об/мин; передаточное отношение i_рем=2,03; скольжение ремня e=_._15.

В зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁=1455 об/мин и передаваемой мощности P=6,025 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент

Определяем диаметр ведущего шкива:

Принимаем

Диаметр ведомого шкива:

,

По ГОСТ 17383-73 выбираем диаметр шкива

Уточняем передаточное отношение:

Межосевое расстояние следует принять в интервале:

0,55(d₁+d₂)+(d₁+d₂)

где - высота профиля в сечении ремня, для ремней сечения Б, h=8 мм.

0,55·(140+280)+10,5 140+280

241,5420

Принимаем предварительное значение

Расчётная длина ремня:

Ближайшее по стандарту

Уточнённое значение межосевого расстояния с учётом стандартной длины ремня L:

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=15мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=37,5 мм для натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива:

Для ремня сечения Б при длине L=1500 мм:

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи:

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при:

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что число ремней будет от 2 до 3 примем:

Число ремней в передаче:

,

где: P₀=2,7 для ремня сечения Б при L=1500мм

Примем z=3

Натяжение ветви клинового ремня:

,где

Давление на вал:

Ширина шкивов:

где: - напряжение от растяжения,

- напряжение от изгиба,

- напряжение от центробежной силы, где - плотность ремня.

Напряжение растяжения и напряжение изгиба:

Условие выполняется.

Предварительный расчёт диаметров валов

Ведущий вал:

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходного вала

d_в, мм по формуле:

,

где [?]_к - допускаемое напряжение кручения для материала вала. Для ведущего вала [?]_к= 25 Н/мм ².

Подставив значения, получим диаметр ведущего (быстроходного вала):

Для соединения вала с электродвигателем через клиноременную передачу принимаем d₁ = 38 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п1 = 50 мм.

Диаметр вала под уплотнение крышки 55 мм;

Диаметр вала под ступицу шкива 38 мм.

Ведомый вал:

Для ведомого вала принимаем [?]_к = 25 Н/мм ² и, подставив значения, получим диаметр ведомого (тихоходного) вала:

Округляем значение d₂ до ближайшего большего значения (стр. 161, [3]). Принимаем

d₂ = 52 мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем d_п2 = 65 мм.

Диаметр под уплотнение крышки 62 мм.

Диаметр под ступицу муфты 67 мм.

Подбор и проверочный расчет муфты

Определение расчётного момента на полумуфтах:

Муфту выбираем по большему диаметру концов соединяемых валов и

расчётному

моменту Т_р (стр. 376 [2]), который равен:

Т_р=K_рT,

где К_р=(1,25) - коэффициент режима нагрузки (табл. 10.26 [1]);

Т - вращающий момент на валу редуктора, Н·м;

T_р=1,25 •971,1=1214 Н•м;

По полученному расчётному моменту и диаметру подбираем муфту (табл. К26, стр.409, [3]

Таблица

Определяем диаметр делительной окружности звездочки:

Определяем диаметр окружности выступов звездочки:

Радиус впадин зуба: ,

где D=19.05мм-диаметр ролика (4.1 [2])

Диаметр окружности впадин:

Радиус закругления зуба:

Ширина зуба звёздочки

, где

Угол скоса и фаска зуба:

Толщина диска:

Внутренний и наружный диаметры ступицы:

Предварительный подбор подшипников

Подшипники качения классифицируются по следующим признакам: направлению воспринимаемой нагрузки относительно оси вала (радиальные, радиально_упорные, упорные), форме тел качения (шариковые, роликовые), числу рядов тел качения (однорядные, двухрядные, многорядные). Соотношение габаритных размеров определяют серию подшипника: сверхлегкую, особо легкую, легкую широкую, среднюю, среднюю широкую и тяжелую. Выпускают и применяют преимущественно подшипники легкой и средней серии. Подшипники качения подбирают на основе расчетных формул по ГОСТ 18855_82.

Поскольку на подшипники действует радиальная и осевая силы, то выбираем роликовые конические однорядные подшипники на тихоходном и быстроходном валах.

Первоначально назначаем подшипники для быстроходного вала:

Таблица

Для тихоходного вала конические подшипники лёгкой серии:

Таблица

Подшипники на обоих валах устанавливают враспор.

Компоновочная схема и определение размеров корпусных деталей

Эскизная компоновка устанавливает положение червяка и червячного колеса редукторной пары, элемента открытой передачи и муфты относительно опор (подшипников), определяет расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов, а также точки приложения силы давления элемента открытой передачи и муфты. Расстояния между точками приложения реакций определяются конструктивно, учитываются необходимость экономии материала, возможность простой сборки редуктора и т.д.

Компоновка выполняется в соответствии ЕСКД на миллиметровой бумаге формата А1 карандашом в контурных линиях в масштабе 1:1,5.

Рекомендуется выполнять в такой последовательности:

1. Наметить расположение проекции в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колёс.

2. Провести оси проекций и осевые линии валов. В цилиндрическом редукторе оси валов провести на межосевом расстоянии друг от друга, при этом оси параллельны.

3. Вычертить редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок провести с зазором x=8…10 мм; такой же зазор предусмотреть между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принять .

5. Вычертить ступени вала на соответствующих осях по размерам, полученным в проектном расчете валов. Ступени валов вычертить в последовательности от 3-й к 1-й. При этом длина 3-й ступеней получаются конструктивно, как расстояние между противоположными стенками редуктора.

6. На 2-й и 4-й ступенях вычертить контуры подшипников по размерам в соответствии со схемой их установки. Контуры - основными линиями, диагонали - тонкими.

7. Определить расстояние между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов

Радиальную реакцию подшипника R считать приложенной в точке пересечения нормали к середине поверхности контакта наружного кольца и тела качения с осью вала.

Для подшипника радиальных подшипников точка приложения реакции лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала L;

8. Определяем точки приложения консольных сил:

а) для открытых передач. Силу давления ременной передачи принимаем приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии l_оп от точки приложения реакции смежного подшипника;

б) сила давления муфты приложена между полумуфтами, поэтому можно принять, что в полумуфте точка приложения силы находится в торцевой плоскости выходного конца соответствующего вала на расстоянии l_м от точки приложения реакций смежного подшипника.

В результате получаем расстояния между всеми элементами рассоложенными на валах. Можем составить схему силового нагружения валов привода.

Выбор типа смазки для передач и подшипников:

Для редукторов общего назначения, окружная скорость которого не превышает 12,5 м/с, применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Для червячных передач с цилиндрическим червяком смазывание окунанием допустимо до скорости скольжения 10 м/с.

Принимаем для смазывания масло И-Т-Д-68 ГОСТ 17479.4-87.

Количество масла определяем из расчета 0,4...0,8 л на 1 кВт передаваемой мощности. Объём масляной ванны редуктора V=0,4•5,43=2,2 л.

Уровень масла определяется из неравенства:

Принимаем уровень масла равным 42 мм.

Контроль уровня масла осуществляется при помощи жезлового маслоуказателя. Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой. Внутренняя полость корпуса сообщается с внешней средой путем установленной крышки-отдушины в верхней части крышки редуктора. Заливка масла осуществляется путем снятия крышки-отдушины.

Подшипники червяка смазываются пластичной смазкой. Подшипник закрываем с внутренней стороны мазеудерживающим кольцом. Свободное пространство внутри подшипникового узла заполняем смазкой.

Подшипники вала червячного колеса смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесом, образования масляного тумана, и растекания масла по валу. Полость подшипников открыта внутрь корпуса.

Геометрические параметры корпусных элементов

Корпус редуктора выполняем литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. В проектируемом редукторе принимается разъемный корпус, состоящий из основания и крышки. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания. Для соединения корпуса и крышки редуктора по всему контуру плоскости разъема выполняем фланцы. Форма корпуса в основном определяется технологическими, эксплуатационным и эстетическими условиями с учетом его прочности и жесткости.

Основные размеры корпуса:

толщина стенок крышки и корпуса редуктора:

(корпуса);

Принимаем

(крышки);

Принимаем

Расстояние от стенки до венца зубьев червячного колеса:

Расстояние между дном корпуса и поверхностью червячного колеса:

Принимаем

Толщина фланцев корпуса редуктора:

фундаментного:

корпуса (соединение с крышкой):

крышки (соединение с корпусом):

Диаметры болтов редуктора:

фундаментальных болты М20;

соединяющих корпус с крышкой у бобышек болты М16;

соединяющих корпус с крышкой по периметру соединения принимаем

Для транспортировки редуктора используются два рым-болта M10,

ввинчиваемые в крышку редуктора, и проушины на корпусе редуктора.

Ширина фундаментного фланца:

Ширина фланца корпуса у подшипников:

Ширина фланца по периметру:

Крышки подшипниковых узлов выполним накладными, что упрощает обслуживание и регулировку подшипников качения. По выбранным диаметрам внешних колец подшипников определим геометрические параметры крышек.

Т.к. диаметр наружного кольца подшипника D=100 мм, а диаметр вершин зубьев червяка то принимаем толщину стенки стакана подшипникового узла червячного вала конструктивно

Для надёжного крепления стакана к корпусу редуктора конструктивно определяем диаметр фланца стакана и таким же принимаем диаметр фланца крышки подшипникового узла.

Диаметр расположения крепёжных болтов крышки подшипникового узла червячного вала

Параметры крышки подшипникового узла тихоходного вала:

(диаметр расположения болтов);

(диаметр фланца крышки).

Для контроля работы зацепления, а также для заливки масла, предназначена крышка-отдушина. Её размеры выбираются конструктивно, они должны обеспечивать приемлемый и достаточный обзор. Исходя из размеров корпуса, длина крышки - 160 мм, ширина - 125 мм, толщина - 4 мм. Для фиксации крышки используем четыре болта М8х35 мм.

Определив основные размеры корпусных деталей и вид смазки червячной передачи, определим точки приложения реакций подшипников.

Для конических подшипников, которые используются в данном курсовом проекте, точка приложения реакции:

на быстроходном и на тихоходном валу смещается относительно средней плоскости подшипника в сторону венца и червячного колеса на расстояние:

Точка приложения силы от муфты располагается на конце входной части вала колеса.

На быстроходном валу:

расстояние от точки приложения силы, создаваемой шкивом, до точки приложения реакции первого подшипника

расстояние от точек приложения реакций подшипников до середины червяка

На тихоходном валу:

расстояние от точки приложения силы муфты до точки приложения реакции первого подшипника

расстояние от точек приложения реакций подшипников до середины венца червячного колеса

Расчет валов по эквивалентному моменту. Нагрузка валов редуктора

Рис. 2 - Силовая схема червячной передачи

Силы, нагружающие вал червяка:

Силы, нагружающие вал червячного колеса:

Нагрузка на быстроходный вал со стороны ременной передачи:

Нагрузка на тихоходный вал со стороны муфты:

Расчёт быстроходного вала

Горизонтальная плоскость:

Рис. 3 - Действие сил в горизонтальной плоскости

Проверка:

Вертикальная плоскость:

Рис. 4 - Действие сил в вертикальной плоскости

Проверка:

Суммарные реакции в опорах червячного вала:

Расчёт тихоходного вала

Горизонтальная плоскость:

Рис. 5 - Действие сил в горизонтальной плоскости

Проверка:

Вертикальная плоскость:

Рис. 6 - Действие сил в горизонтальной плоскости

Проверка:

Суммарные реакции в опорах червячного вала:

Построение эпюр крутящих и изгибающих моментов

Быстроходный вал

Опасным является сечение 2. Проверяем диаметр вала в опасном сечении по формуле :

Тихоходный вал

Опасным является сечение 3. Проверяем диаметр вала в опасном сечении по формуле [3, с.64]:

Подбор подшипников по динамической грузоподъемности. Быстроходный вал

Схема действия сил на подшипники быстроходного вала

Проверяем ранее принятые конические подшипники 27310:

Реакции в опорах:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку R_E, динамическую грузоподъемность C_rp, и базовую долговечность L_10h [3, п. 9.1]:

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки подшипников:

Т.к. , то осевую нагрузку подшипников принимаем:

Рассчет ведем по наибольшей нагрузке.

Определяем отношение .

Формула для расчёта эквивалентной динамической нагрузки:

По формуле рассчитываем динамическую грузоподъёмность:

Проверяем подшипники на долговечность по формуле:

Тихоходный вал

Схема действия сил на подшипники тихоходного вала

Проверяем ранее принятые конические подшипники 7313:

Реакции в опорах:

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку R_E, динамическую грузоподъемность C_rp, и базовую долговечность L_10h [3, п. 9.1]:

Определим осевые составляющие радиальной нагрузки подшипников:

Т.к. , то осевую нагрузку подшипников принимаем:

Рассчет ведем по наибольшей нагрузке.

Определяем отношение .

Формула для расчёта эквивалентной динамической нагрузки:

По формуле рассчитываем динамическую грузоподъёмность:

Проверяем подшипники на долговечность по формуле:

Подбор и проверочный расчет шпоночных соединений. Расчёт шпонки под муфту

Для диаметра 52 мм выбираем по таблице К42 [1,c.449] шпонку с

параметрами: b=16 мм, h=10 мм, r=0,4 мм, t₁=6 мм, t₂=4,3 мм, l=45 мм.

(т.к. вал изготовлен из стали, а ступица муфты - из стали).

Расчёт шпонки под червячное колесо

Для диаметра 67 мм выбираем по таблице К42 [1,c.449] шпонку с

параметрами: b=20 мм, h=12 мм, r=0,6 мм, t₁=7,5 мм, t₂=4,9 мм, l=73 мм.

(т.к. вал изготовлен из стали и ступица червячного колеса - из стали).

Расчёт шпонки под ведомый шкив клиноременной передачи

Для диаметра 38 мм выбираем по таблице К42 [1,c.449] шпонку с параметрами: b=12 мм, h=8 мм, r=0,4 мм, t₁=5 мм, t₂=3,3 мм, l=42 мм.

(т.к. вал и шкив изготовлены из стали, нагрузку считаем спокойной).

Назначение посадок, шероховатости поверхностей, выбор степеней точности и назначение допусков формы и расположения поверхностей

Выбираем класс точности подшипников - 0.

Степень точности червячного зацепления - 8-С.

Посадки вращающихся колец подшипников, для исключения их проворачивания по посадочной поверхности вала (отверстия корпуса), необходимо выполнять с гарантированным натягом.

Посадки одного из не вращающихся колец подшипника необходимо выполнить с гарантированным зазором для обеспечения регулировки осевого натяга подшипников, а также для компенсации температурных расширений валов и корпусов.

Назначение посадок