Московский Государственный Технический Университет им. Н.Э. Баумана

Кафедра «Детали машин»








Привод ленточного транспортёра

Пояснительная записка


ДМ 427-04.00.00 ПЗ












Студент _____________ (Ткачик Ф.В.) Группа СМ13-61

Руководитель проекта ______________ (Леликов О.П.)











2007г.



1. Кинематический расчет

1.1 Подбор электродвигателя

Для выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.

Потребляемую мощность привода определяют по формуле:

[1, стр5], кВт

где Ft - окружная сила, Ft=2800 Н; V – скорость ленты, V=0,9 м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

[1, стр5],


общ – общий КПД кинематической цепи.

ηобщ = ηм ηк ηц ηр.п.

где м– КПД муфты, м = 0,98; к– КПД конической передачи, к=0,96; ц– КПД цилиндрической передачи, цил =0,97, ηр.п. ­­­– КПД ременной передачи, ηр.п=0,98;

ηобщ =0,98*0,96*0,97*0,98=0,87


кВт

Вычисляем частоту вращения приводного вала

об/мин

где D – диаметр барабана, D=280 мм.

Вычисляем требуемую частоту вращения вала электродвигателя

nэ.тр=nв* u1*u2*u3…


Где u1, u2, u3…- передаточные числа кинематических пар изделия. Для редуктора цилиндрического двухступенчатого u=12,5…30,5. Предварительно примем u=20.

Для ременной передачи u=2…4. Предварительно примем u=3

nэ.тр=61,4* 20*3=3684 об/мин

По таблице 24.9 [2, c. 417] выбирается электродвигатель АИР 90L2/2850 с мощностью Pэ=3кВт и частотой вращения n=2850 мин-1.




1.2 Уточнение передаточных чисел привода:

Общее передаточное число привода:

Uобщ=n/nв; Uобщ=2850/61,4=46,42 об/мин

Общее передаточное число редуктора:

Uред= Uобщ/ Uр.п.; Uред=46,42/3=15,47

Определяется вращательный момент на тихоходном валу TT (Hм)

Н;


2. Расчет зубчатой передачи.

2.1 Расчет зубчатой передачи на ЭВМ.

Расчет зубчатой передачи проводится на ЭВМ. Входными параметрами будут являться

Вращающий момент на тихоходном валу

Частота вращения тихоходного вала

Ресурс

Типовой режим нагружения

Передаточное отношение механизма

404Нм

61,4 мин-1

12000 часов

II

15,47


Результаты расчета приведены в распечатке 1.

В зависимости от вида изделия, его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость колес и шестерни и материалы для их изготовления. Передачи со стальными зубчатыми колесами имеют минимальную массу и габариты, тем меньше, чем выше твердость рабочих поверхностей зубьев, которая, в свою очередь, зависит от марки стали и вида термической обработки. Для этого построятся графики, отражающие влияние распределения общего передаточного числа uред между быстроходной uБ и тихоходной uТ ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: df диаметр впадин быстроходной шестерни, awc – межосевое расстояние, разность диаметров вершин колес тихоходной и быстроходной ступеней R и масса редуктора mред.

2.2. Анализ результатов расчета.


3. Эскизное проектирование валов.

Предварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам:

– для быстроходного вала-шестерни:

, [1, стр48];

где ТБ– вращающий момент на быстроходном валу.

мм;

d1=d+2t;

определяем по [1,стр46] t=1,5; тогда: d1=22+2*1,5=25мм;

dп>d2; принимаем ближайшее значение диаметра под подшипник dп=35мм;

–для промежуточного вала:

,[1, стр45];

где Тпр- вращающий момент на промежуточном валу, ТпрБ*U1*ηк=27,3*4,083*0,96=107Нм

примем dк=45мм;

; примем dП=35мм;

–для тихоходного вала:

[1, стр45];

мм;

dП d; округляем до ближайшего диаметра под подшипник dП=45мм;

dк=dП+3r; [1, стр45]

выбираем r=3, тогда dк =45+3*3=54мм, округляем dк=56мм

4. Расчет подшипников

4.1. Подбор типов подшипников.

Для опоры вала конической шестерни и промежуточного вала используем конические роликовые подшипники, схема установки врастяжку и враспор соответственно. Для тихоходного вала используем шариковые радиальные подшипники.

Часто опоры валов размещают не в одном, а в разных корпусах. В нашем случае – это опоры приводного вала. Корпуса, в которых размещают подшипники, устанавливают на раме конвейера. Так как неизбежны погрешности изготовления и сборки деталей, то это приводит к перекосу и смещению осей посадочных отверстий корпусов подшипников относительно друг друга. Кроме того, в работающей передаче под действием нагрузок происходит деформация вала. В конструкции приводного вала из-за неравномерного распределения нагрузки на ковшах элеватора неизбежно возникают перекосы вала и неравномерность нагружения опор вала.

Все сказанное выше вынуждает применять в таких узлах сферические подшипники, допускающие значительные перекосы.

В связи с относительно большой длинной вала и значительными погрешностями сборки валы фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому кольцо другого подшипника должно иметь свободу смещения вдоль оси, для чего по обоим его торцам оставляют зазоры 3…4 мм. В первой же опоре данные зазоры требуется устранить с помощью втулок. Если же не следовать данным рекомендациям, при фиксировании обоих опор в осевом направлении и неизбежных прогибах вала последует деформация тел качения подшипника, что может вызвать заклинивание узла.

4.2 Расчет подшипников на быстроходном валу.
















Найдем радиальные реакции опор от сил в зацеплении:

- в плоскости YoZ

; Fа*20-R2B*52-Fr*31=0;

R2B=( Fa*20- Fr*31)/52=(1111*20-369*31)/52=207 H;

; Fa*20+R1B*52-Fr*83=0;

R1B=( Fr*83-Fa*20)/52=(369*83-20*1111)/52=161 H;


- в плоскости XOY;

; R*52-Ft*31-FP*105=0;

R=(Ft*31+FP*105)/52=(1416*31+440*105)/52=1733 H;

; R*52-Ft*83-FP*53=0;

R1Г =(Ft*83+FP*53)/52=(1416*83+440*53)/52=2707H;


Суммарные реакции опор:

Н;

Н;


Предварительно выбираем конические роликовые подшипники серии диаметров 2: 67207А. Схема установки врастяжку.

Cr=48,4 кН; e=0,37; Y=1,6;


Вычисляем эквивалентные нагрузки:

для режима работы II коэффициент эквивалентности КЕ=0,63.

Fr1=KE*Fr1max=0,63*2712=1709 H;

Fr2=KE*Fr2max=0,63*=1100 H;


Минимальные осевые силы необходимые для работы подшипников:

Fa1min=0,83*e*Fr1=0,83*0,37*1709=525 H;

Fa2min=0,83*e*Fr2=0,83*0,37*1100=338 H;

Fa2=Fa2min=338, тогда Fa1=Fa2+Fa=338+1111=1449 Н;


считаем отношение:

для опоры 1 X=0,4; Y=1,6; (V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника)



для опоры 2 Х=1; Y=0;


Считаем эквивалентные динамические радиальные нагрузки для подшипников, при Кб=1,4 по табл. 7.6 [1, стр. 116] и Кт=1 (tраб<100˚C).

Pr1=(VXFr1+YFa1)*KE*KT=(1*0,4*1709+1,6*1449)*1,4*1=4203 H;

Pr2=VXFr2*KE*KT=1*1*1100*1,4*1=1540 H;

Для более нагруженной опоры 1 вычисляем скорректированный расчетный ресурс:

a1=1 (вероятность безотказной работы 90%, табл. 7.7 [1, стр.117], а23=0,6 (обычные условия применения [1, стр.117]), k=10/3 (роликовый подшипник);


ч;

Расчетный ресурс больше заданного ;


Проверим условие Pr max ≤0,5Cr , для этого выполняем расчеты при наибольших значениях сил переменного режима нагружения для подшипника более нагруженной опоры 1:

Fa1min=0,83*e*Fr1max=0,83*0,37*2709=832 H;

Fa2min=0,83*e*Fr2max=0,83*0,37*1733=532 H;

Fa2=Fa2min=333, тогда Fa1=Fa2+Fa=532+1111=1643;


считаем отношение:

для опоры X=0,4; Y=1,6; (V=1, т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника)


Pr1=(VXFr1+YFa1)*KE*KT=(1*0,4*2709+1,6*1643)*1,4*1=5197 H;

Условие Pr max ≤0,5Cr выполняется: 5197<24200

Так как расчетный ресурс выше требуемого и условие Pr max ≤0,5Cr выполняется, то предварительно назначенный подшипник 67207А пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.







4.3. Расчет подшипников на переходном валу.



















Найдем радиальные реакции опор от сил в зацеплении:

- в плоскости YoZ

; Fr2*55-Fa1*75-Fa2*32-Fr1*100-R2B*155=0;

R2B= (Fa1*75+Fa2*32+Fr1*100-Fr2*55)/155=( 369*75+562*32+1111*100-1257*55)/155=565 H;

; Fr1*55-Fa1*75-Fa2*32-Fr2*100+R1B*155=0;

R1B=(Fa1*75+Fa2*32-Fr1*55+Fr2*100)/155=( 369*75+562*32-1111*55+1257*100)/155=711 H;


- в плоскости XOY;

; R*155-Ft1*100- Ft2*55=0; R=( Ft1*100+ Ft2*55)/155=2122 H;

; R*155-Ft2*100- Ft1*55=0; R=( Ft2*100+ Ft1*55)/155=2700 H;


Суммарные реакции опор:

Н;

Н;


Предварительно выбираем конические роликовые подшипники серии диаметров 2: 7207А. Схема установки враспор.