Расчет привода конвейера

Размещено на http://allbest.ru

Расчет привода конвейера

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

привод двигатель передача

Находим КПД для каждого элемента кинематической цепи привода 1 пара подшипников, передача в редукторе (цилиндрическая), открытая передача (ременная). Все значения принимаются из таблицы 1. 1. [5]

з_о.п. = 0, 99;

з_ц. = 0,98;

з_рем. = 0,95.

Находим общий КПД:

з_общ. = з²_о.п. · з_ц. · з_р. = 0, 99І · 0,98 · 0,95 = 0,91

Мощность на 3 валу нам дана: Р₃ = 6 кВт

Мощность на 2 валу: Р₂ = Р₃/ (з_ц.Ч з_о.п.) = 6/(0,98Ч0,99) = 6,18кВт

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр. = Р₃/з_общ. = 6/0,91 = 6,59 кВт

Частота вращения на 3 валу нам дана:

n₃ = 145 об/мин

По ГОСТ 19523-81 (таблица П1 приложения[5]) по требуемой мощности Р_тр.= 6,59 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А132S4У3 с параметрами Р_дв.= 7,5 кВт и скольжением 3%. Номинальная частота вращения :

n_дв.= 1500 - 3% = 1500 - 45 = 1455 об/мин ;

угловая скорость двигателя:

щ_дв. .

Угловая скорость на 3 валу:

щ₃ .

Проверим общее передаточное отношение:

,

что можно назвать приемлемым, так как оно находится между 9 и 36.

Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять: для редуктора по ГОСТ 2185-86 (стр.36 [5]) u_р.= 5, тогда для клиноременной передачи

Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

Мощности, частоты вращения, угловые скорости и крутящий момент (найдено ниже) валов:

Вал 1	6,59			43,27
Вал 2	6,18			81,42
Вал 3	6

2. Расчет клиноременной передачи

Исходные данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр.= 6,59 кВт, частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв.= 1455 об/мин, передаточное отношение = 2,006, скольжение ремня е = 0,015.

1. По номограмме для выбора сечения клинового ремня (рис. 7.3. [5]) в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n_дв.= 1455 об/мин и передаваемой мощности Р = Р_дв.= 6,59 кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

2. Вращающий момент:

3. Диаметр меньшего шкива определяют по эмпирической формуле (7.25 [5]):

Согласно табл.7.8. и ГОСТ 17383 - 73 [5] с учетом того, что диаметр шкива для ремней сечения Б не должен превышать 140,43 мм, принимаем диаметр .

4. Диаметр большего шкива (формула 7.3. [5]) определяют с учетом относительного скольжения ремня:



Согласно ГОСТ 17383 - 73 [5] принимаем .

5. Уточняем передаточное отношение:

При этом угловая скорость 2 вала будет

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету:

что менее допускаемого на ±3%.

Следовательно окончательно принимаем диаметры шкивов d₁ = 140 мм и d₂ = 280 мм.

6. Межосевое расстояние a_p следует принять в интервале (формула 7.26 [5])

где - высота сечения ремня по таблице 7.7 [5].

Принимаем предварительно близкое значение a_p = 350 мм.

7. Расчетная длина ремня по формуле (7.7 [5])

Ближайшее значение по ГОСТ 1284.1 - 80 (табл.7.7.[5]) L = 1400 мм.

8. Уточненное значение межосевого расстояния a_p с учетом стандартной длины ремня L (формула 7.27 [5])

где ,

.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива по формуле (7.28) [5]

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи, по табл.7.10 [5]: для привода к ленточному конвейеру при односменной работе С_р= 1,0.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня по табл.7.9 [5]: для ремня сечения Б при длине L =1400 мм коэффициент С_L= 0,92.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата (пояснение к формуле 7.29 [5]): при коэффициент С_a? 0,94.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, предполагая, что число ремней в передаче будет от 2 до 3, примем коэффициент С_z= 0,95.

14. Число ремней в передаче по формуле (7.29)[5]:

где - мощность, передаваемая одним клиновым ремнем , кВт (табл.7.8 [5]), для ремня сечения Б при длине L = 2240 мм, работе на шкиве d₁= 140 мм и i = 2 мощность .

Принимаем z = 3.

15. Натяжение ветви клинового ремня по формуле (7.30) [5]:

где скорость ;

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил(пояснение к формуле 7.30 [5]); для ремней сечения Б коэффициент .

Тогда

16. Сила, действующая на валы по формуле (7.31) [5]:

17. Ширина шкивов В_Ш (по таблице 7.12 [5]):

3. Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (табл.3.3 [5]):

для шестерни сталь 45, предел прочности у_в = 780 МПа, предел текучести у_т = 440 МПа, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230;

для колеса - сталь 45, предел прочности у_в = 690 МПа, предел текучести у_т = 340 МПа, термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения (формула3.9 [5])

,

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По таблице 3.2 [5] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее 350 и термической обработке (улучшением)

;

 - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают = 1; коэффициент безопасности

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение по формуле(3.10) [5]

;

для шестерни

для колеса

Тогда расчетное контактное напряжение

Требуемое условие выполнено.

Коэффициент К_Нв, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл.3.1. [5]. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: К_Нв = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по ГОСТ 2185 - 66 .

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7) [5]:



где для косозубых колес , а передаточное число нашего редуктора

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 (стр.36 [5]).

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

принимаем по ГОСТ 9563 - 60* (стр.36 [5]).

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10^о и определим сначала суммарное число зубьев (формула 3.12 [5])

Определяем число зубьев шестерни и колеса:

Принимаем и .

По округленным значениям и уточняем передаточное число

Расхождение с ранее принятым номинальным передаточным отношением не превышает 4% (1,4%).

После всех указанных округлений необходимо проверить межосевое расстояние для косозубых колес с нормальным стандартным модулем

Уточненное значение угла наклона зубьев

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

Окружная скорость колес:

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8 степень точности (стр.32 [5]).

Коэффициент нагрузки

Значения даны в таблице 3.5 [5]; при , твердости НВ< 350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом натяжения клиноременной передачи .

По таблице 3.4 [5] при и 8 степени точности коэффициент . По таблице 3.6 [5] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент

Таким образом .

Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [5]:



что менее Условие прочности выполнено.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная

радиальная

осевая

Проверяем зубья на выносливость по напряжением изгиба по формуле (3.25) [5].

Здесь коэффициент нагрузки (стр. 42 [5]).

По таблице 3.7. [5] при , твердости НВ < 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор коэффициент .

По таблице 3.8. [5] для косозубых колес 8 степени точности и скорости до 3 м/с коэффициент

Таким образом .

Коэффициент, учитывающий форму зуба, зависит от эквивалентного числа зубьев z_н (пояснение к формуле 3.25 [5]):

у шестерни

у колеса

Коэффициенты и ( по ГОСТ 21354 - 75 стр.42 [2]).

Допускаемые напряжения по формуле (3.24) [5]:

По таблице 3.9[5] для стали 45 улучшенной при твердости НВ < 350 предел выносливости при отнулевом цикле изгиба .

Для шестерни для колеса . - коэффициент безопасности (пояснение к формуле 3.24 [5]), где (по таблице 3.9)[5], (для поковок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

для шестерни

для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем эти отношения:

для шестерни

для колеса .

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса.

Определяем коэффициенты (пояснение к формуле 3.25 [5]):

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ; степень точности n = 8.

Проверяем прочность зуба колеса по формуле 3.25 [5]:

Условие прочности выполнено.

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

Вращающий момент на втором валу Т₂= 81,42 Нмм.

Допускаемое напряжение на кручение примем . Это невысокое значение принято с учетом того, что ведущий вал испытывает изгиб от натяжения клиноременной передачи (для стали 45, стр.161 [5])

Определим диаметр выходного конца вала по формуле 8.16[5]

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (пояснение к формуле 8.16 [5]) .

Диаметр вала под подшипниками принимаем . Шестерню выполним за одно целое с валом.

Конструктивно ведущий вал будет выглядеть так:



Рис.2. Конструкция ведущего вала.

Ведомый вал.

Вращающий момент на третьем валу Т₃= 395,26 Нмм.

Допускаемое напряжение на кручение (стр.161 [5]).

Диаметр выходного конца вала

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда

Диаметр вала под подшипниками принимаем , под зубчатым колесом .

Конструктивно ведомый вал будет выглядеть так:

Рис.3. Конструкция ведомого вала.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

5. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом; ее размеры определены выше:

Колесо кованое:

Диаметр ступицы ; длина ступицы , принимаем .

Толщина обода мм, принимаем 10 мм.

Толщина диска

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

принимаем 8 мм;

принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки

нижнего пояса корпуса

Диаметр болтов: фундаментных

принимаем болты резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

;

принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом

;

принимаем болты с резьбой М12.

7. Первый этап компоновки редуктора

Компоновку обычно проводят в два этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и шкива относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Внутренняя стенка корпуса редуктора:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса



б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса

Примем радиальные шарикоподшипники средней серии; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников и . По таблице П3 [5] имеем:

Условное обозначение	d	D	B	r
	Размеры, мм
307	35	80	21	2,5
310	50	110	27	3
Примечание. Наружный диаметр подшипника D = 80 мм оказался больше диаметра окружности вершин зубьев .

Смазка подшипников: принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина определяет размер мм.

Измерением находим расстояния на ведущем валу и на ведомом . Примем окончательно .

Глубина гнезда подшипника для подшипника 310 В = 27 мм; ; примем .

Толщина фланца Д крышки подшипника принимают Д = 12 мм(стр. 161[2]). Высоту головки болта 0,7 , принимаем 5,5(ГОСТ 7798 - 70, стр. 161[2]). Устанавливаем зазор между головкой болта и ободом шкива в 10 мм.

Ширина шкива В_Ш = 63 мм.

Измерением устанавливаем расстояние , определяющее положение шкива относительно ближайшей опоры ведущего вала.

8. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал. Из предыдущих расчетов имеем ; из первого этапа компоновки , .

Нагрузка на вал от ременной передачи .

Рис. 4. Расчетная схема ведущего вала.

Составляющие этой нагрузки

Реакции опор:

в плоскости xz

Проверка:

в плоскости yz

Проверка

Суммарные реакции

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 306 (приложение ПЗ [5]): d = 35 мм; D = 80 мм; В = 21 мм; С = 33,2 кН; С₀ = 18 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 [5]

в которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка ; V = 1 (вращается внутреннее колесо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (учитывая, что клиноременная передача усиливает неравномерность нагружения)табл.9.19 [5]); К_Т = 1 (табл.9.20 [5]).

Отношение ; этой величине (табл.9.18 [5]) соответствует .

Отношение ; X = 1 и Y = 0.

Расчетная долговечность, млн.об (формула 9.1 [5])

Расчетная долговечность, ч (формула 9.2 [5])

Ведомый вал. Несет такие же нагрузки как и ведущий:

из первого этапа компоновки

Рис. 5. Расчетная схема ведомого вала.

Реакции опор:

в плоскости xz

в плоскости yz

Проверка:

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 3. Радиальные шариковые подшипники 310 (приложение ПЗ [5]): d = 50 мм; D = 110 мм; В = 27 мм; С = 65,8 кН; С₀ = 36 кН.

Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3 [5]

в которой радиальная нагрузка ; осевая нагрузка ; V = 1 (вращается внутреннее колесо); коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров (табл.9.19 [5]); К_Т = 1 (табл.9.20 [5]).

Отношение ; этой величине (табл.9.18 [5]) соответствует .

Отношение ; X = 0,56 и Y = 2,30.

Расчетная долговечность, млн.об (формула 9.1 [5])

Расчетная долговечность, ч (формула 9.2 [5])

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85. (Здесь n - вращения ведомого вала.)

9. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78 (табл. 8.9. [5]).

Материал шпонок - сталь 45 нормализованная.

Напряжения смятия и условие прочности по формуле 8.22

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице .

Ведущий вал. ; длина шпонки (при длине ступицы шкива 83 мм, табл. 22, стр.480 [2]); момент на ведущем валу

(материал шкива серый чугун марки СЧ 18 - 36).

Ведомый вал. Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под муфтой - более нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем шпонку под муфтой:; длина шпонки (при длине втулочной полумуфты 70 мм, табл. 3,стр.185 [1]); момент на ведомом валу

(материал полумуфт - чугун марки СЧ 20).

Условие выполнено.

10. Уточненный расчет валов

Ведущий вал. (Рис. 4.)

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка - улучшение.

По таблице 3.3 [5] при диаметре заготовки до 90 мм (в нашем случае среднее значение .

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений



Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через клиноременную передачу рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Изгибающий момент (положим х₁=30)

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям

коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям

где амплитуда и среднее натяжение отнулевого цикла

Момент сопротивления сечения нетто при ; потабл. 8.9. [5]



Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Принимаем , (по табл.8.5[5]), , (по табл.8.8 [5]) и (стр.166 [5]). Коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

Сечение К-К. Концентрация напряжения обусловлена переходом от Ш28 к Ш35: при и коэффициенты концентрации напряжений , (см.табл. 8.2.[5]). Масштабные факторы , (по табл.8.8 [5]); (стр.166 [5]).

Изгибающий момент (положим х₂=53)

Осевой момент сопротивления сечения

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения К-К:

Сечение И-И. Концентрация напряжений обусловлена посадкой подшипника с гарантированным натягом (см. табл. 8.7 [5]); и ; (стр.166 [5]).

Изгибающий момент

Осевой момент сопротивления

Амплитуда нормальных напряжений

Полярный момент сопротивления

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения И-И:

Сведем результаты проверки в таблицу:

Сечение	А-А	К-К	И-И	Б-Б
Коэффициент запаса	6,05	4,66	4,16

Расчетное значение должно быть не ниже допускаемого

На ведущем валу во всех сечениях . Условие выполнено.

Ведомый вал. (Рис.5)

Материал вала - сталь 45 нормализованная; (см. табл. 3.3[5]).

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А.

Диаметр вала в этом сечении 55 мм. Концентрация напряжения обусловлена наличием шпоночной канавки (см.табл. 8.5 [5]): , (см.табл. 8.2.[5]). Масштабные факторы , (по табл.8.8 [5]); (стр.166 [5]).

Крутящий момент Т₃=395,26 10³ Н мм.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости (см.рис.5)

изгибающий момент в вертикальной плоскости

Суммарный изгибающий момент в сечении А-А

Момент сопротивления сечения нетто при ; потабл. 8.9. [5]

Амплитуда нормальных напряжений изгиба

Момент сопротивления кручению сечения нетто

Амплитуда среднее напряжение цикла касательных напряжений

Коэффициенты запаса прочности:

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А-А:

11. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников

Посадка зубчатого колеса на вал по ГОСТ 25347 - 82.

Посадка шкива клиноременной передачи на ведущий вал редуктора .

Шейки валов под подшипники выполняются с отклонением вала k6. Отклонения в корпусе под наружные кольца по H7.

Посадка распорной втулки .

Посадка мазеудерживающих колец .

Посадка муфты .

Шейки валов под крышки с уплотнительными кольцами h8.

12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружения колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

По таблице 10.8 [2] устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях и скорости 2,4 м/с рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна м/с². По таблице 10.10 [5] принимаем масло индустриальное И-30А ( по ГОСТ 20799 - 75).

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ - 1 (таблица 9.14 [5]), периодически пополняем его шприцем через пресс-масленки.

13. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю плоскость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80 - 100 ^оС;

на ведомый вал закладывают шпонку 16 Ч 10 Ч 70 и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом. Проверяют проворачиванием валом отсутствие заклинивания подшипников (валы должны проворачиваться от руки) и закрепляют крышки винтами.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют его торцовым креплением; концевую шайбу стопорят штифтом.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

Размещено на Allbest.ru