Привод к скребковому конвееру (126245)

Посмотреть архив целиком

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание


Введение

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет механических передач

3. Проектировочный расчет валов

4. Эскизная компоновка

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

6. Расчет элементов корпуса

7. Подбор и расчет муфты

8. Расчетные схемы валов

9. Подбор подшипников качения

10. Проверочный расчет валов на выносливость

11. Выбор типа смазывания

12. Выбор посадок

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

14. Сборка редуктора

Список литературы


Введение


Цель проекта – проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

Редуктор – механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

Муфта – устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

Конвейер – транспортирующие устройство для перемещения грузов.



Привод к скребковому конвейеру


1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины


Таблица 1 – Исходные данные

Исходные данные

Вариант № 6

Тяговая сила цепи F,кН

Скорость тяговой цепи ט, м/с

Шаг тяговой цепи Р, мм

Число зубьев звездочки z

Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, %

Срок службы привода L, лет

3,5

0,60

80

7

5


4



1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя


Мощность на выходном валу привода


Р4 = Ftυ (1.1)

Р4 = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт


Общий КПД привода


η=η1·η2·η3·η43 (1.2)


где, η1 = 0,97 – КПД ременной передачи;

η2 = 0,98 – КПД зубчатой передачи;

η3 = 0,98 – КПД муфты;

η4 = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

[1; с. 42]

Следовательно


η = 0,97·0,98·0,98·0,993 = 0,904


Требуемая мощность электродвигателя


Рдвтр = Р4 (1.3)

Рдвтр = 2,1 /0,904=2,32 кВт


По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Рном = 3 кВт, и частоту вращения n дв = 950 мин-1

Частота вращения выходного вала привода


n4=60·103·υ/Р·z (1.4)

n4=60·103·0,6/80·7=64,28 мин -1


Общее передаточное число привода


u= n1 / n4 (1.5)


где n1 = n дв = 950 мин-1


u =950/64,28=14,78


Передаточные числа двух степеней привода

Так как u= u1 · u2 ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u2=4, получим передаточное число ременной передачи


u1 = u/ u2 (1.6)

u1= 14,78 /4 = 3,69


Частота вращения валов привода


n1= 950 мин-1 ; (1.7)

n2= n1/ u1 =950/3,69=257,1 мин-1 ;

n3= n2/ u2 = 257,1 / 4 =64,28 мин-1 ;

n4= n3 =64,28 мин-1


Угловая скорость вращения валов привода


ω1=π n1/30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8)

ω2= ω1/ u1 =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

ω3= ω2/ u2 =26,9 /4=6,73 рад/с ;

ω4= ω3=6,73 рад/с

Проверка: ω4= π n4/30=π·64,28/30=6,73 рад/с


Мощность на валах привода


Р1= Рдвтр =2,32 кВт;

Р2= Р1 · η1 · η4 =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

Р3= Р2 · η2· η4 =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р4= Р3 · η3 · η4 =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт


Вращающие моменты на валах привода


Т = 9550Р/n (1.9)

Т1=9550 Р1 / n1=9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т2=9550 Р2/ n2=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т3=9550 Р3/ n3=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т4=9550 Р4/ n4=9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т4= Т1·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм


Результаты расчетов сводим в таблицу 1


Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

вала

n , мин-1

ω , рад/с

Р , кВт

Т , Нм

u = 14,78

I

950

99,4

2,32

23,35

u1=3,69


II

257,1

26,9

2,23

82,9

III

64,28

6,73

2,16

321,7

u2=4

IV

64,28

6,73

2,1

312,0

_



2. Расчет механических передач


Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом

Выбор материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σТ=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σТ=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ1; колеса – 260 НВ2. При этом НВ1 –НВ2=280-250=40 – условие соблюдается.

Допускаемые контактные напряжения


σНР НО·zН·0,9/SН (2.1)


где σно – предел контактной выносливости;


σНО=2НВ+70 (2.2)

σНО1=2НВ1+70=2·280+70=630 МПа;

σНО2=2НВ2+70=2·250+70=570 МПа;


zН=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

SН=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]


σНР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа

σНР2=570·1·0,9/1,1=466 МПа

σНР=0,45(σнр1+ σнр2)≥ σнрmin (2.3)

σНР=0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется


Принимаем σНР=466 МПа

Допускаемые напряжения изгиба


σFРFО ·ΥN/ SF (2.4)


где σFО - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений


σFО= 1,8НВ (2.5)

σFО1= 1,8НВ1=1,8·280=504 МПа;

σFО2= 1,8НВ2=1,8·250=450 МПа;

ΥN =1 – коэффициент долговечности [3; с.194];

SF =1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194];

σFР1=504·1/1,75=288 МПа;

σFР2 =450·1/1,75=257 Мпа


Расчетные коэффициенты


Ψba=0,4 [3; с.191];

КНβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192]


Межосевое расстояние передачи


(2.6)


Принимаем стандартное значение αW=140 мм [3; с.171]

Ширина зубчатого венца


b2= Ψba· αW (2.7)

b2=0,4·140=56 мм


Нормальный модуль зубьев


mn= (0,01…0,02) αW (2.8)

mn= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм


Принимаем стандартное значение mn= 2 мм [3; с.157]

Принимаем минимальный угол наклона зубьев βmin=25º и определяем суммарное число зубьев


z = (2 αW · cosβmin)/ mn (2.9)

z = (2·140· cos25º)2=126,2


Принимаем z = 126

Фактический угол наклона зубьев


cosβ= mn z/2 αW (2.10)

cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´


Число зубьев шестерни и колеса


z1= z/(u+1) (2.11)

z1=126/(4+1)=25

z2= z- z1

z2=126-25=101


Фактическое передаточное число


uф= z2/ z1 (2.12)

uф=101/25=4,04;∆u=(u - uф )/u·100%≤4%

u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%


Основные геометрические размеры передачи


d= mn z/ cosβ (2.13)

d1=2·25/cos25º49´=56мм;

d2=2·68/ cos25º49´=224мм


Уточняем межосевое расстояние


αW =( d1 + d2 )/2 =140 мм (2.14)


Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:


dа=d + 2 mn (2.15)

dа1=56+2·2=60мм;

dа2=224+2·2=228мм


Ширина зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при mn=2мм


α=14 mn (2.16)

α=14·2=28 мм

b´=b+α=56+28=89 мм


Окружная скорость колес и степень точности передачи


υ=π· d1· n1/60 (2.17)

υ=π·56·10-3/60=0,76 м/с


по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности

Силы в зацеплении


Ft=2T2/d2 – окружная (2.18)

Ft=2·321,7·103/224= 2872 Н

Fr= Fttq20º/cosβ – радиальная (2.19)

Fr=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н


Уточняем значение коэффициентов


Ψd=b2/d1 (2.20)

Ψd=56/56=1


При этом КНВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

Принимаем коэффициенты

Кнυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

Кна =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

Расчетное контактное напряжение


σн=266/ αW uф√Т2 Кна Кнβ Кна (uф +1)3 (2.21)

σн=266/140·4,04√321,7·103·1·1,1·1,12(4+1)3=447 МПа

Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо


Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

Эквивалентное число зубьев шестерни


zV1= z1/ cos 3β (2.22)

zV1=25/ cos 325º49´=34,5

zV= 101/ cos 325º49´=138,5


Коэффициент формы зуба


ΥF1=3,9; ΥF1=3,6 [3;с.185]


Принимаем коэффициенты


КFB=1,3

K=1,2 K=0,91

ΥВ =1- βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]


Расчетное напряжение изгиба


σF2= ΥF1 ΥВ Ft / b2 mnKKКFB (2.24)

σF2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

σF1= σF2 ΥF1 / ΥF2 =116·3,9/3,6=126 МПа (2.25)

σF1=116·3,9/3,6=126 МПа


Результаты расчетов сводим в таблицу 2


Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм

Проектный расчет

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Межосевое расстояние αW

140

Угол наклона зубьев β

25º49´

Модуль зацепления mn

2

Диаметр делительной окружности

шестерни d1

колеса d2




56

224

Ширина зубчатого венца:

шестерни b1

колеса b2


60

56

Число зубьев

шестерни z1

колеса z2


25

101

Диаметр окружностей вершин

шестерни dа1

колеса dа2

60

228

Вид зубьев

шевронный зуб

Диаметр окружности

вершин

шестерни df1

колеса df2



51

223

Проверочный расчет

Параметр

Допускаемое значение

Расчетное значение

Примечание

Контактное напряжение σ

466 МПа

447 МПа

Контактная выносливость обеспечена

Напряжения изгиба σFО1

σFО2

504 МПа

126 МПа

Изгибная выносливость зубьев обеспечена

450 МПа

116 МПа


Расчет клиноременной передачи

Выбор типа сечения ремня

По номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

Определяем диаметра ведомого шкива d2


d2= d1u( 1-ε ) (2.26)


где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81]


d1=100 мм [1;с.89]

d2=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм


Принимаем d2=355, по таблице К40 [1;с.449]

Уточняем фактическое передаточное число uф


uф= d2/ d1( 1-ε ) (2.27)

uф=355/100(1-0,015)=3,6

u= uф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3%


Определяем межосевое расстояние α, мм


α≥0,55(d1 + d2 ) +h(H) (2.28)


где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440]


α≥0,55(100+355)+8=258,25


Определяем расчетную длину ремня LР


L=2α+π/2(d1 + d2 )+(d2 d1)2/4 α (2.29)

L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) 2/4·258=1293 мм


Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

Уточняем значение межосевого расстояния


α=1/8[2L-π (d2 +d1)+√[ 2L-π (d2 +d1)]2 -8(d2 d1) 2] (2.30)

α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] 2 -8(355-100) 2]=354 мм


При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива


α1 = 180º - 57º (d2 d1) (2.31)

α1 = 180º- 57º (355- 100)354 - 57º =127º>120º


Определяем частоту пробегов ремня


U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с -1 (2.32)


Определяем скорость ремня υ,м/с


υ=πd1n1/60·103 (2.33)

υ=3,14·100·950/60·103=4,97≤25 м/с


Определяем допускаемую мощность


Р=Р оСРСαС1Сz (2.34)


где, Р о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

СР=1 – коэффициент динамической нагрузки;

Сα=0,95 – коэффициент угла обхвата;

Сυ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

С1=1 – коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82]


Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт


Определяем количество клиновых ремней


z=Рном/Р (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт


Принимаем z=4

Определяем силу предварительно натяжения ремня


Fo=850 Рном С1/ zυ Сα СР (2.36)

Fo=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н


Определяем окружную силу


Ft= Рном103/υ

Ft= 2,32·103/4,97=466 Н (2.37)


Определяем силы натяжения ведущей F1 и ведомой F2 ветвей


F1= Fo + Ft/2z (2.38)

F1=109+466/2·4=167 Н


Определяем силу давления ремней на вал


Fon=2 Foz·sin α1/2 (2.39)

Fon=2·109·4· sin127º/2=780 Н


Результаты расчета сводим в таблицу 3


Таблица 3 – Параметры клиноременной передачи,мм

Параметр

Значение

Параметр

Значение

Тип ремня

клиновой

Частота прбегов в ремне U

0,004 с-1

Сечение ремня

А

Диаметр ведущего шкива d1

100

Количество ремней z

4

Диаметр ведомого шкива d2

355

Межосевое расстояние α

354

Максимальное напряжение σmax

10 МПа

Длина ремня L

1250

Предварительное натяжение ремня Fo

109 Н

Угол обхвата малого шкива α1


127º

Сила давления ремня на вал Fon

780 Н


3. Предварительный расчет валов редуктора


Предварительный расчет валов редуктора ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину. Ведущий вал


(3.1)

=27,4 мм


где Т2=82,9 Нм, вращающий момент на валу

τ adm = 30 МПа

Принимаем диаметр выходного конца вала dв1=30 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем dп1=35 мм


Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала


вал ведомый



где Т3=321,7 Нм, вращающий момент на валу


τ adm = 30 МПа


Принимаем dв2=40 мм

Диаметр вала под подшипники принимаем dв2=45 мм

Диаметр под зубчатое колесо dк2=50 мм

Диаметр буртика d2=55 мм


Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала

электродвигатель шпонка подшипник вал

Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется за одно целое с валом


d1=56 мм

dа1=60 мм

df1=51 мм

b1=60 мм


Колесо кованное


d2=224 мм

dа2=228 мм

b2=56 мм


Диаметр ступицы


dст=1,6 dк2

dст=1,6·50=80 мм


Длина ступицы


L ст=(1,2…1,5) dк2

L ст=(1,2…1,5)50=60..75 (3.2)


Принимаем L ст=70 мм

Толщина обода


δ=(2,5…4) mn (3.3)

δ=(2,5…4)2=5…8 мм


Принимаем δ=8 мм

Толщина диска (3.4)


С=0,3 b2

С=0,3·56=16,8


Принимаем С=18 мм


4. Эскизная компоновка


Компоновку проводят в2 этапа.1-ый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию, затем 2 вертикальные линии – оси валов на расстоянии αW =140 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников, шестерня выполнена за одно целое с валом, длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса. Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А1 = 1,2 δ . Принимаем зазор окружности вершин зубьев колеса до внутренней стенки корпуса А = δ . Назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии.


Таблица – 4 Шарикоподшипники радиальные однорядные, мм ГОСТ 8338-75

УО подшипников

d

D

В

Грузоподъемность,кН

Сo

Сor

207

35

72

17

22,5

13,7

209

45

85

19

32,2

18,6


5. Подбор и проверочный расчет шпонок


Для соединения вала с деталями передающих вращение, кручение принимаем призматические шпонки из стали имеющие σв≥600 МПа – сталь 45, по таблице 8.9 [4;с.171].Длину шпонки назначаем из стандартного ряда, так чтобы она была несколько меньше длины ступени.


Таблица5 – Шпонки призматические, мм ГОСТ 23360-78

Диаметр вала,d

Сечение вала

Глубина паза вала t1

Глубина паза

втулки t1

Фаска

º

30

5

3,3

0,25 – 0,40

50

5

3,3

0,25 – 0,40

40

5

3,3

0,25 – 0,40


Вал ведущий, d=30 мм

Расчетная длина шпонки



Принимаем L=30 мм

Напряжение смятия



Вал ведомый

Для ступени вала под колеса при



Принимаем L=55 мм

Напряжение смятия



Для ступени вала под муфту при



Принимаем L=60 мм



6. Расчёт элементов корпуса


Толщина стенок корпуса и крышки


δ=0,025 а+1 (6.1)

δ=0,025·140+1=2,5 мм


Принимаем δ=8мм


δ1=0,02 а+1

δ1=0,02·140+1=3,8 мм (6.2)


Принимаем δ1=8мм

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки для верхнего пояса


L1=1,5 δ1 (6.3)

L1=1,5·8=12мм


Для нижнего пояса крышки


L=1,5 δ (6.4)

L=1,5·8=12мм

р=2,35 δ (6.5)

р=2,35·8=19мм


принимаем р=20мм

Толщина ребер основания корпуса


m=(0,85…1) δ (6.6)

m=(0,85…1) 8=6,8…8


принимаем m=7мм

Диаметр болтов фундаментных


d1=(0,03…0,036) а+12 (6.7)

d1=(0,03…0,036) ·140+12=16,2…17мм


Принимаем болты с резьбой М16

Крепящую крышку к корпусу у подшипников


d2=(0,07…0,75) d1 (6.8)

d2=(0,07…0,75) 16=11,2…12мм


Принимаем болты с резьбой М12

Соединяющие крышку с корпусом


d3=(0,5…0,6) d1 (6.9)

d3=(0,5…0,6) 16=8…9,6


Принимаем болты с резьбой М8

Размер определяющей положение болтов d2


е=(1…1,2) d2 (6.10)

е=(1…1,2) 12=12…14,4

q≥0,5 d2+ d3 (6.11)

q≥0,5·12+8=14


7. Подбор и расчёт муфты


Выбираем муфту по ГОСТ 20884-82 – упругая муфта с торообразной оболочкой


Таблица 6 – Параметры муфты, мм

Тadm

d вала

D муфты

L

L1

500

40

280




=2Т3/(πD12 δ)≤ τadm=0,5 МПа(7.1)

D1=0,75 D(7.2)

D1=0,75 ·280=210мм(7.3)

δ=0,05·D=0,05·280=14мм

=2·321,7·103/(3,14·2102·14)0,33 МПа≤τadm=0,5МПа


8. Расчетные схемы валов


Рисунок 3 – Схема нагружения валов


Вал ведущий

Исходные данные:


Т2=82,9 Нм;

Ft1=2872 Н;

Fr1=1158 Н;

Fn1=780 H;


Рисунок 4 – Расчётная схема ведущего вала


Вертикальная плоскость

Реакция опор


МА=0; -Fn1·0,031+ Fr1·0,054-RBY·0,108 =0;


Случайные файлы

Файл
article.doc
122854.rtf
Cerk.doc
ref-15383.doc
25680-1.rtf