Расчет привода конвейера с цилиндрическим шифронным редуктором

Размещено на http://www.allbest.ru/

Кинематическая схема привода: 1. асинхронный электродвигатель, 2. клиноременная передача, 3. цилиндрический редуктор с шевронными колесами, 4. Муфта, 5. Барабан.

I - вал электродвигателя, II - вал быстроходный (n_б, Т_б), III - вал тихоходный (n_т, Т_т), IV - приводной вал

Z₁ - шестерня, Z₂ - колесо,



Выбор электродвигателя

привод конвейер редуктор шифронный

1) Определяем мощность выходного вала привода

= [кВт],

где

- номинальная окружная нагрузка на барабане [H]

- скорость ленты транспортера [м/с]

[кВт]

[кВт] - предварительная расчетная мощность

,

где

- КПД клиноременной передачи

- КПД редуктора

- КПД муфты

- КПД подшипников приводного вала

[кВт]

2) Определяем частоту вращения приводного вала

[об/мин]

3) Определяем общее передаточное число

По таблице 1.1 выбираем электродвигатель 4А 100L8

Определение общего передаточного числа привода и разбивка его по ступеням

Принимаем

Определяем мощности, частоты вращения и крутящие моменты каждого вала

№	Р, кВт	n, об/мин	Т, Н*м
1		n1=nэл=702	20,4
2			48,46
3			211,5
4		n4=n3=62,4	205,23

Выбор материалов зубчатых колес

КОЛЕСО Z₂ ШЕСТЕРНЯ Z₁

40Х улучшение 40Х улучшение

НВ₂=235…262 НВ₁=269…302

об/мин

u_ред=4,5

Определение допускаемых напряжений

Определение коэффициентов приведения. Режим работы передачи III

K_HE - коэффициент приведения при расчете на контактную прочность

K_FE- коэффициент приведения при расчете на изгибную выносливость

Определение числа циклов перемены напряжений:

Суммарное время работы передачи:

L_год - срок службы передачи

К_год - коэффициент использования передачи в течение года

К_сут - коэффициент использования передачи в течение суток

Суммарное число циклов перемены напряжений:

N_?2 = 60Чt_? Чn_т Чn_з2 = N_?1= N_?2 Ч u Ч( n_з1/ n_з2)=

=60 Ч20000 Ч62,4 Ч1=748,8Ч10⁵ =748,8Ч10⁵ Ч4,5Ч(1/1)= 3369,6Ч10⁵

n_з - число вхождений в зацепление зубьев рассчитываемого колеса за 1 его оборот.

Эквивалентное число циклов перемены напряжений:

N_НЕ2= К_НЕ2 ЧN_?2 = N_НЕ1= К_НЕ1 ЧN_?1 =

=0,18 Ч748,8 Ч10⁵ = 13,5Ч10⁶> N_НG2 =0,18 Ч3369,6 Ч10⁵= 60,7Ч10⁶ > N_НG1

N_НЕ2= N_НG2=12,5Ч10⁶ N_НЕ1= N_НG1=20Ч10⁶

N_FЕ2= К_FЕ2 ЧN_?2 = N_FЕ1= К_FЕ1 ЧN_?1 =

=0,06 Ч748,8 Ч10⁵ = 4,5Ч10⁶> N_FG2 =0,06 Ч3369,6 Ч10⁵ = 20,2Ч10⁶>

N_FG1

N_FЕ2= N_FG2=4Ч10⁶ N_FЕ1= N_FG1=4Ч10⁶

Предельные допускаемые напряжения:

Допускаемые напряжения для расчетов на контактную выносливость:

Так как разница твердостей и , то расчетное допускаемое напряжение для шестерни и для колеса принимаем



Допускаемые напряжения для расчетов на изгибную выносливость:

Коэффициенты нагрузки

При расчете на контактную выносливость:

При расчете на изгибную выносливость:

и - коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

и - коэффициенты динамической нагрузки

Коэффициенты концентрации нагрузки

Х - коэффициент режима, учитывающий влияние режима работы передачи на приработку зубчатых колес.

Типовой режим нагружения III> X=0,6

K_в⁰ - начальное значение коэффициента концентрации нагрузки, имеющее место до приработки зубьев.

- относительная ширина шестерни.

Ш_а - коэффициент ширины цилиндрического редуктора

Ш_а =0,4

K_Нв⁰=1,6

K_Fв⁰=1,46

Коэффициенты динамичности нагрузки

V - окружная скорость, м/с

С_v=1500

Следовательно, степень точности равна 8.

Проектный расчет зубчатой передачи

Предварительное значение межосевого расстояния:

T_T - номинальный крутящий момент на валу колеса, Н*м

u'- заданное передаточное число

К_Н - коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями в косозубых и шевронных передачах

[у]_H - допускаемое напряжение при расчете на контактную выносливость

Ш_а =0,4 - коэффициент ширины зубчатых колес передачи

По ГОСТу 2185-66 округляем до стандартного значения: а=120мм

Рабочая ширина венца колеса:

Рабочая ширина шестерни:



Модуль передачи:

[мм]

;

Принимаем m_n = 1,5мм по ГОСТ 9563-60.

Суммарное число зубьев и угол наклона зуба для косозубых колес:

Минимальный угол наклона зубьев:

Суммарное число зубьев:

Принимаем Z_?=145

Число зубьев шестерни Z₁ и колеса Z₂

Z_min = 17cos³в = 17cos³25^o= 12,65

Принимаем z₁ = 26

Z₂= Z_?-Z₁=145-26=119

Фактическое значение передаточного числа:

Проверка зубьев на изгибную выносливость

Зуб колеса

T_T - крутящий момент на валу колеса, Н*м

К_F - коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость

K_Fб =0,91- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями

Y_Fб - коэффициент, учитывающий форму зуба

Y_Fб=3,61

Y_в - коэффициент, учитывающий наклон зуба

U- передаточное число

b₂- рабочая ширина венца колеса, мм

m_n- модуль передачи

а- межосевое расстояние

[у]_F2- допускаемое напряжение при расчете зубьев на изгибную выносливость

Зуб шестерни

Y_F1- коэффициент, учитывающий форму зуба



Диаметры делительных окружностей

мм

мм

43+197=240=2*120=240 - верно

Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев

Шестерни:

d_a1 =d₁ +2•m_n=43+2•1,5=46 мм

d_f1 =d₁ -2,5•m_n=43-2,5•1,5=39,25 мм

Колесо:

d_a2 =d₂ +2•m_n=197 +2•1,5=200 мм

d_f2 =d₂ -2,5•m_n=197-2,5•1,5=193,25 мм

Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки

Наружный диаметр заготовки шестерни

D=d_a1+6 = 46+6=52 < D_max=125 мм.

Толщина сечения обода колеса

S=C?0,3b₂=0,3•48=14,4мм < S_max=125мм

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

Силы, действующие на валы зубчатых колес:

Окружная сила:

Радиальная сила:

Осевая сила:

Подбор и расчет клиноременной передачи

Выбор сечения ремня и определение диаметра ведущего шкива

При и выбираем сечение ремня А.

Ориентировочное значение диаметра ведущего шкива:

Принимаем



Расчет окружной скорости на ведущем шкиве.

Ориентировочное определение числа ремней

Мощность, передаваемая одним ремнем, зависит от сечения ремня, частоты вращения ведущего шкива, расчетного диаметра шкива и передаточного числа.

Ориентировочное число ремней:

Геометрические расчеты передачи.

Расчетный диаметр ведомого шкива:

=2,5 - фактическое передаточное число,

?0,015 - коэффициент относительного скольжения

Округлим до стандартного ряда. Принимаем

Проверяем фактическое число зубчатой передачи:

(верно)

Межосевое расстояние:

a_min=0,5•(d_1+d_2 )+h

где

h - высота сечения ремня

h=8 мм

a_min=255,5мм <a'=390,5мм <a_max=990мм

Предварительная расчетная длина ремня:

,

где

Принимаем по ГОСТ 1284.1-80

Определяем межосевое расстояния а при применении ремня стандартной расчётной длины:

Определение мощности, передаваемой одним ремнем:

,

где

С_б - коэффициент угла обхвата;

С_p - коэффициент динамичности и режима работы,

C_u -коэффициент, учитывающий передаточное число;

С_L - коэффициент, учитывающий длину ремня.

Для определения коэффициента С_б находим угол обхвата б₁ на малом шкиве по зависимости:

C_б=0,94

C_L=0,98

C_u=1,13

C_p=1,2

Определение числа ремней

Число ремней определяют предварительно без учета неодинаковой их работы в комплекте:

Число ремней с учетом различия в нагружении ремней в комплекте определяют по зависимости:

,

где

С_z - коэффициент, зависящий от числа ремней

С_z =0,95

Окончательно принимаем z=2.

Определение усилий, действующих в передаче:

Силу предварительного натяжения ветви одного ремня определяют по зависимости:

,

где

и - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил

и = 0,1Н*с²/м²

Суммарную силу на вал от ременной передачи определяют по формуле:

Ресурс работы ремней

Ремни, подобранные по стандарту, имеют средний ресурс в эксплуатации при среднем режиме работы Т_ср=2000 ч

Определение диаметров валов

Определим диаметр быстроходного вала:

где Т_б - момент на быстроходном валу.

Примем d=30 мм.

Сравним этот диаметр с диаметром вала электродвигателя, при этом должно выполняться условие :

- условие выполняется. Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный 5-ти, то принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .

Определим диаметр тихоходного вала:

,

Где Т_т- момент на тихоходном валу.

Примем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .

Определим диаметр приводного вала:

,

Где Т₄ - момент на приводном валу.

Примем .

Для найденного диаметра вала выбираем значения:

- приблизительная высота буртика,

- максимальный радиус фаски подшипника,

- размер фасок вала.

Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:

.

Принимаем .

Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:

.

Принимаем .

Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

Для быстроходного вала редуктора выберем радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 12307.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность.

Для тихоходного вала редуктора выберем радиальные подшипники с короткими цилиндрическими роликами серии 12309.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца,

- диаметр наружного кольца,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность,

На подшипник действуют:

- осевая сила,

- радиальная сила.

Частота оборотов

Требуемый ресурс работы. Найдём:

- коэффициент безопасности;

- температурный коэффициент;

- коэффициент вращения.

Определяем эквивалентную нагрузку:

.

По табл. 3 находим коэффициент осевого нагружения . Проверим условие, что

:

По табл. 3 лит. 2 определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки и коэффициента осевой динамической нагрузки .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку

.

Рассчитаем ресурс принятого подшипника:

,

часов, что удовлетворяет требованиям

Для приводного вала редуктора выберем шарикоподшипники радиальные двухрядные сферические серии 1309.

Для него имеем:

- диаметр внутреннего кольца подшипника,

- диаметр наружного кольца подшипника,

- ширина подшипника,

- динамическая грузоподъёмность,

- статическая грузоподъёмность.



Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость

Проведём расчёт тихоходного вала.

Действующие силы:

- окружная,

- сила муфты,

- радиальная,

- крутящий момент.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1., ,

.

Отсюда находим, что .

2. , ,

.

Получаем, что .

Выполним проверку:

,

,

, .

Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. ,

,

, получаем, что .

4. ,

,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций:

,

,

, - верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке D, причём моменты здесь будут иметь значения:



,

.

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса прочности , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что

,

где - расчётный коэффициент запаса прочности,

и - коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Рассчитаем осевой и полярный моменты сопротивления сечения вала:

,

где - расчётный диаметр вала.



Определим механические характеристики материала вала (Сталь 40Х): - временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении;

и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений,

е_у, е_t - коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;

в=1 - коэффициент влияния шероховатости поверхности вала;

k_н=1,4 - коэффициент влияния поверхности упрочнения;

- коэффициент чувствительности материала к асимметрии вала.

Вычислим изгибное и касательное напряжение в опасном сечении по формулам:

,

.

Определим коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

.



Вычислим коэффициент запаса:

.

Найдём расчётное значение коэффициента запаса прочности и сравним его с допускаемым:

- условие выполняется.

Расчетный коэффициент значительно превышает допускаемый, поэтому расчет на жесткость проводить нет необходимости.

Выбор и расчёт шпоночных соединений

Расчёт шпоночных соединений заключается в проверке условия прочности материала шпонки на смятие.

Соединение быстроходного вала с втулкой шкива ременной передачи.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

Соединение тихоходного и приводного валов с муфтой

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.



Соединение тихоходного вала и зубчатого колеса.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

Соединение приводного вала и барабана.

Имеем:

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала,

- длина шпонки,

- её ширина, - высота шпонки,

- глубина паза вала,

- глубина паза ступицы,

- допускаемое напряжение на смятие материала шпонки,

- временное сопротивление материала шпонки (предел прочности при растяжении).

Условие прочности:

,

,

- верно.

Выбор муфты

Для передачи момента Т=211,5 Н*м с тихоходного вала на приводной используем муфту упругую втулочно-пальцевую.

Ее параметры и размеры по ГОСТ 21424-93:

Т=250 Н*м - максимальный передаваемый момент;

d=36 мм - внутренний диаметр (под вал);

D=140 мм - наружный диаметр муфты;

L=121 мм - длина муфты;

Пальцы берут стандартными, размещая их так, чтобы выполнялось условие:

zd₀ ? 2,8D₀

где z- число пальцев;

d₀ - диаметр отверстия под упругий элемент, мм;

D₀ - диаметр расположения пальцев, мм.

6*14=84мм ? 2,8*105=294мм (верно).

Проверяем упругие элементы муфты на смятие по формуле:

где d_п - диаметр пальца;

l_вт- длина упругого элемента;

(верно)

Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Для смазывания применена картерная система.

Определим окружную скорость вершин зубьев колеса:

- частота вращения тихоходного вала,

- диаметр окружности вершин колеса;

Рассчитаем предельно допустимый уровень погружения зубчатого колеса тихоходной ступени редуктора в масляную ванну:

, здесь

- диаметр окружностей вершин зубьев колеса.

Необходимый объём масла - 3 литра.

Выберем марку масла по табл. 11.1 в соответствии с окружной скоростью колеса: И-40А ГОСТ17475.4-87. Его кинематическая вязкость для зубчатых колёс при температуре .

Смазывание подшипников происходит тем же маслом за счёт разбрызгивания. При сборке редуктора подшипники необходимо предварительно промаслить.

Сборка редуктора

Применим радиальную сборку конструкции выбранного редуктора. Корпус редуктора состоит из 2-х частей с разъемом в плоскости осей зубчатых колес. Части корпуса фиксируются одна относительно другой контрольными штифтами. Эта конструкция характеризуется сложностью механической обработки. Посадочное отверстие под подшипники валов обрабатываются в сборе при половинах корпуса, соединенных по предварительно обработанным поверхностям стыка, или раздельно в обеих половинах, с последующей чистовой обработкой поверхности стыка.

Сборка привода

Сборку привода цепного конвейера рекомендуется производить следующим образом:

1. Установить плиты поз.12.

2. На валах редуктора поз.3, приводного вала поз.4 закрепить соответствующие полумуфты.

3. Установить электродвигатель поз.1 и редуктор поз.3 на раму поз.12. Закрепить на их валах соответствующие шкивы ременной передачи поз.2.

4. Произвести натяжение ремней клиноременной передачи поз.2. Установить приводной вал поз.4.

5. Соединить соответствующие части полумуфты в муфту. Закрепить все элементы соответствующими болтами, шайбами и гайками.



Список литературы

1. Буланже А.В., Палочкина Н.В., Часовников Л.Д. , методические указания по расчёту зубчатых передач редукторов и коробок скоростей по курсу “Детали машин”, часть 1, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1980г.

2. Иванов В.Н., Баринова В.С., “Выбор и расчёты подшипников качения”, методические указания по курсовому проектированию, Москва, МГТУ им. Н.Э. Баумана, 1981 г.

3. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., “Конструирование узлов и деталей машин”, Москва, “Высшая школа”, 1985 г.

4. Решетов Д.Н., “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1989г.

5. Анурьев В.И., «Справочник конструктора-машиностроителя. Том 2»

6. Гжиров Р.И., “Краткий справочник конструктора”, “Машиностроение”, Ленинград, 1983 г.

7. Атлас конструкций “Детали машин”, Москва, “Машиностроение”, 1980 г.

8. Перель Л.Я. , Филатов А.А., справочник “Подшипники качения”, Москва, “Машиностроение”, 1992 г.

Размещено на www.allbest.ru