Конструирование привода ковшового элеватора

Размещено на http://www.allbest.ru

Введение

Задание: спроектировать привод к ковшовому элеватору по данной кинематической схеме.

Исходные данные:

Крутящий момент на выходном валу привода T_р=0,65 кНм

Частота вращения выходного вала привода n_р=42 мин^-1

Передаточное число редуктора U_ред=18

Передаточное число тихоходной ступени редуктора U_{тих.ред}=5

Синхронная частота вращения вала электродвигателя n_{дв.синхр.}=1500 мин^-1



1. Выбор электродвигателя

Потребная мощность электродвигателя:

Вт

Угловая скорость привода

с^-1

К.п.д. редуктора ?_р=0,97

К.п.д. цепной передачи ?_ц=0,90…0,94=0,92

К.п.д. муфты ?_м=0,97…0,98=0,975

К.п.д подшибника ?_п=0.99

Общий к.п.д. ?_o=?_р·?_ц·?_м· ?_п⁴ =0,97•0,92•0,975•0.99⁴=0,87

По приложению 1 подбираем электродвигатель АИР100L4 ГОСТ 183-74 P=4 кВт, n_дв=1410 мин^-1

Принимаем U₁₂=U_ред./U_{тих.ред}=18/5=3,6; U₃₄=U_{тих.ред}=5;

Общее передаточное число привода

Передаточное число цепной передачи



2. Кинематический расчет привода

n₁=n_дв=1410 мин^-1

n₂=n₁/u₁₂=1410/3,6=391,667 мин^-1

n₃=n₂ =391,667 мин^-1

n₄=n₃/u₃₄=391,667/5=78,333 мин^-1

n₅=n₄=78,333 мин^-1

n₆=n₅/u₅₆=78,333/1,865=42 мин^-1

Проверка n₆=n_вых=42 мин^-1

3. Силовой расчет

T₆=T_р/?_п =650 Нм T₅=T₆/U₅₆?_ц=650/1,865•0,92=378,832 Нм

T₁=T₅/U_р?_р =378,832/18•0,97=21,697 Нм

T_дв=T₅/?_м=21,697/0,975=22,253 Нм

где

Проверка

4. Выбор редуктора

Исходные данные:

Передаточное число редуктора u=18

Крутящий момент на выходном валу редуктора T₅=378,832 Нм

Выбираем редуктор, исходя из условия k•T_тих?T_н.тих, где коэффициент запаса k=1,2. ковшовый элеватор редуктор привод

k•T_тих=1,2•378,832=454,6 < [T]=630 Нм

Условию удовлетворяет редуктор Ц2У-125-18

5. Расчет цепной передачи

Исходные данные:

Передаточное число передачи U₅₆=1,865

Крутящий момент на ведущей звездочке T₅=378,832 Нм

Частота вращения ведущей звездочки n₅=78,333 мин^-1

Число зубьев ведущей звездочки:

z₁=29-2u=29-2•1,865=25,27

Принимаем z₁=25

Число зубьев ведомой звездочки: z₂=z₁u=25•1,865=46,625=47

Выбираем однорядную цепь и вычисляем шаг цепи:

30,93

По ГОСТ 13568-75 принимаем t=31,75

Принимаем значение межосевого расстояния в шагах a_p=40

Число звеньев цепи по 3.10:

Принимаем L_p=116 мм

Межосевое расстояние по 3.11

Длину цепи вычисляем по формуле:

L=L_pt=116•31,75=3683 мм

Диаметры делительных окружностей звездочек:

D_д1=t/sin(180/z₁)=31,75/sin(180/25)=253,32 мм

D_д2=t/sin(180/z₂)= 31,75/sin(180/47)=475,35 мм

Диаметры окружности выступов зубьев:

D_e1=t[0,5+ctg(180/z₁)] =31,75 [0,5+ctg(180/25)]=267,2 мм

D_e2=t[0,5+ctg(180/z₂)] =31,75 [0,5+ctg(180/49)]=510,4 мм

Диаметры окружности впадин зубьев:

D_i1=d_Д1(0,5·d₃+0,5)2=253,32(0,5·19,05+0,5)2=234,17 мм

D_i2= d_Д2(0,5·d₃+0,5)2=475,35(0,5·19,05+0,5)2=456,2 мм

Средняя скорость цепи по 3.16:

v=z₁tn₅/60000=25•31,75•78,333/60000=1,04 м/с

Полезная нагрузка, передаваемая цепью:

F_t=P/V=T₅?n₅/30v=378,832•3,14•78,333/30•1,04=2988 Н

Проверочный расчет цепи на износостойкость

По 3.3 K_э=K_дK_аK_нK_смK_регK_реж=1,2•1•1•1,5•1,25•1=2,25

где: -коэффициент динамичности при нагрузке с умеренными толчками K_д=1,2

-коэффициент межосевого расстояния a=(30…50)t K_а=1

-коэффициент наклона оси передачи к горизонту для углов менее 60° K_н=1

-коэффициент смазки для периодического смазывания K_см=1,5

-коэффициент регулировки для натяжения оттяжными звездочками K_рег=1,25

-коэффициент режима при односменной работе K_реж=1

p=F_tK_э/A_оп=2988•2,25/260=25,86 МПа < [p]=33 МПа

Проекции площади шарнира A_oп=260 мм²

Прочность цепи проверяем по 3.4

K=F_разр/(К_ДF_t+F_q+F_v) =89•10³/(1,2•2988+284,1+4,1)=23 > [K]=5...6

разрушающая нагрузка F_разр=89 кН

натяжение от силы тяжести F_q=K_faqg=6•1,27•3,8•9,8=284,1 Н

коэффициент провисания для горизонтальных передач K_f=6

ускорение свободного падения g=9,8 м/с₂

масса одного метра цепи q=3,8 кг/м

натяжение от центробежных сил F_v=qv²=3,8•1,04²=4,1 Н

Нагрузка на валы по 3.17 F_в=(1,1…1,15)F_t=1,15•2988=3436,2 Н

Ширина зуба звездочки b=0,93B_вн=0,93•19,05 =17,7 мм

Принимаем b=18 мм h₃=0,8d₁=0,8•19,05=15,24 мм

Ширина закругления зуба r₃=1,7d₁=1,7•19,05=32,39 мм



6. Определение основных параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние зубчатой передачи a_w=125 мм

Коэффициент относительной ширины ?_ba по ГОСТ 6636-69 для ассиметричного расположения колес принимаем ?_ba=0,36

Ширина зубчатого венца колеса b_w4=b_w=?_baа_w=0,36•125=45 мм принимаем b_w=45 мм

Ширина зубчатого венца шестерни b_w3=b_w4+(3...5) мм=45+(3...5)=48...50 мм

Принимаем b_w3=49 мм

Модуль в нормальном сечении m_n=(0,01...0,02)а_w =1,25…2,5 ? 2 мм

По рекомендациям ГОСТ 9563-80 принимаем m_n=2

По рекомендациям для косозубых колес принимают в диапазоне 8...16°

Принимаем ?=12°. Определяем число зубьев колес

Окончательно принимаем ближайшее целое число Z_?=122

? =12,578=12°34''40'

Число зубьев шестерни Z₃=Z_?/(U₃₄+1)=122/(5+1)=20,33

Принимаем Z₃=20

Число зубьев колеса Z₄=Z_?-Z₃=122-20=102

Диаметр делительной окружности шестерни

d₃=(m_nZ₃)/cos ?=2•20/0,976=41 мм

Диаметр делительной окружности колеса

d₄=(m_nZ₄)/cos ?=2•102/0,976=209 мм

Диаметры окружностей вершин зубьев

d_a3=d₃+2m_n=41+2•2=45 мм

d_a4=d₄+2m_n=209+2•2=213 мм

Диаметры окружностей впадин зубьев

d_f3=d₃-2,5m_n=41-2,5•2=36 мм

d_f4=d₄-2,5m_n=209-2,5•2=204 мм

2. Определяем силы в зацеплении

F_t3=-F_t4=2T₅/d₄=2•378,8•10³/0,209=3625,2 Н

F_r3=-F_r4=F_t·tg ?/cos ?=3625,2•tg 20°/0,976=1351,9 Н

F_a3=-F_a4=F_t·tg ? =3625,2•tg 12,578=808,9 Н

Схема направления действия сил в зацеплении



7. Расчет вала редуктора

T=378,8 Нм

По каталогу определяем необходимые для дальнейших расчетов размеры редуктора:

B=165 мм

l₂=82 мм

d=45 мм

d_k=d₄=199 мм

Составляем расчетную схему вала

Расстояние между опорами вала a определяем приблизительно.

a=B-(20...25 мм)•2=165-2(20…25)=125…115=120 мм

a₁=a/3=165/3=55 мм

a₂=a-a₁=165-55=110 мм

a₃=l₂/2+(25...30 мм)=82/2+(20…25)=61…66=65 мм

Определяем основные нагрузки.

Приводим силы F_t, F_r, F_a к точке на оси вала.

При этом возникают пары сил:

M_a=F_a(d_k/2)=808,9(0,209/2)=84,5 Нм

F_к=250=250=4865,7 Нм

Определяем реакции опор, используя уравнение статики.

По условию: F_ra₂-M_a-R_z1(a₁+a₂)=0

По условию: F_ra₁+M_a-R_z2(a₁+a₂)=0

По условию: -R_x1(a₁+a₂)+F_ta₂=0

По условию: -R_x2(a₁+a₂)+F_ta₁=0

Определяем реакции опор от консольной нагрузки F_k.

По условию: -R_k1(a₁+a₂)+F_ka₃=0

По условию: R_k1-R_k2+F_k=0

отсюда R_k2=R_k1+F_k=2797,8+4865,7=7663,5 H

Определяем изгибающие моменты.

M_z1=R_z1a₁=197,1•0,055=7,9 Нм

M_z1'=M_z1+M_a=7,9+84,5=92,4 Нм

M_x1=R_x1a₁=2416,8•0,055=96,7 Нм

M_k1=R_k1a₁=2797,8•0,055=111,9 Нм

M_k2=F_ka₃=4865,7•0,065=335,7 Нм

M_?1=+M_k1=+111,9=245,6 Нм

M_?2=M_k2=335,7 Нм

F_r1=+R_к1=+2797,8=5222,6 Н

F_r2=+R_к2=+7663,5=9335 Н

Определяем диаметры участков тихоходного вала:

Диаметры участков вала под подшипник и колесо принимаем d_п=d_к=d=55 мм

Выполняем проверочный расчет вала на сопротивление усталости

Определяем диаметры участков тихоходного вала:

Сечение 1	Сечение 2

Наиболее опасным является сечение 2 - посадочное место под подшипник.

Для изготовления вала выбираем сталь 45, термообработка-улучшение, предел прочности ?_в=850 МПа.

?_-1=(0,4…0,5)?_в=382,5 МПа

?_-1=0,58?_в=221,9 МПа

Момент сопротивления изгибу вала:

Момент сопротивления кручению вала:

?_a=M_?2/W₀=335,7•10³/9112,5=36,8 МПа;

?_a=0,5T/W_p=0,5•378,8•10³/18225=10,4 МПа;

?_m=0

?_m=?_a=10,4 МПа

Масштабный фактор качества поверхности K_d=0,82

K_f=1 для шлифованной поверхности.

K_?=2,97

K_?=1,95

?_?=0,02+2·10-⁴?_в=0,19

?_?=0,5?_?=0,1

8. Проверочный расчет шпоночных соединений

Выполняем проверочный расчёт шпоночного соединения на смятие:

где Т=378,832 Нм - крутящий момент на тихоходном валу;

Параметр	участок под колесо	выходной участок вала
Диаметр участка d	45	45
Высота шпонки h	9	9
Ширина шпонки b	14	14
Длина шпонки lшп	63	70
Рабочая длина шпонки lp=lшп-b	49	56
Глубина паза на валу t1	5.5	5.5
Глубина паза во втулке t2	3.8	3.8

[?_см] - допускаемые напряжения смятия для стали 120...140 МПа;

Шпонка под колесо

Шпонка под звездочку

9. Подбор подшипников качения

Исходные данные

d=45 мм

F_R1=5222,6 Н

F_R2=9335 Н

F_a=808,9 Н

L_h=10000 ч

n₄=78,333 мин^-1

Назначаем роликовый конический подшипник 7209 ГОСТ 27365-87

d=45 мм, D=85 мм, C_r=62700, C_0r=50000, e=0,41, Y=1,45

F_S1=eF_r1=0,83•0,41•5222,6=1777,3 Н

F_S2=eF_r2=0,83•0,41•9335=3176,7 Н

Т.к. F_s1+F_a=1777,3+808,9=2586,2<F_s2=3176,7 фикс. является 1 опора

F_A1=F_S2-F_a =3176,7-808,9=2367,8 Н

F_A2=F_S2=3176,7 Н

F_A1/VF_r1=2367,8/5222,6=0,453

F_A2/VF_r2=3176,7/9335=0,34

Так как отношение F_A1/VF_r1>e, то X₁=0,4 Y₁=1,45

Так как отношение F_A2/VF_r2<e, то X₂=1 Y₂=0

P_экв1=(VX₁F_r1+Y₁F_a1)K_бK_т=(0,4·5222,6+1,45·2367,8)1,4·1=7731,3 Вт

P_экв2=(VX₂F_r2+Y₂F_a2)K_бK_т=(1·9335+0·3176,7)1,4·1=13069 Вт

Выбираем максимальную нагрузку P_экв=P_экв2=13069 Вт

10. Подбор муфты

Рабочий момент муфты T_р=T_дв•k=22,253•1,2=26,7 Нм;

Диаметр выходного конца вала электродвигателя d_в=28 мм;

Диаметр входного вала редуктора d_в=20 мм;

Поправочный коэффициент k=1,2

По ГОСТ 21424-93 подбираем муфту упругую втулочно-пальцевую 63-28-20

[T_р]=63 Нм ? T_р=26,7 Нм

Размещено на Allbest.ru