Привод к ленточному конвейеру

Министерство образования и науки Российской Федерации Магнитогорский Государственный Технический Университет им. Г. И. Носова Кафедра «Прикладная механика и графика»

Привод к ленточному конвейеру

Выполнил: ст. гр. 22 0301(2102)

Усманов А.А.

Проверил: Кадошников В.И.

Магнитогорск

• Задание на проектирование
• 1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты
• 1.1 Выбор электродвигателя
• 1.2 Кинематические расчеты
• 1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора
• 2. Расчеты зубчатых колес редуктора
• 2.1 Выбор материала
• 2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес
• 3. Эскизное проектирование редуктора
• 3.1 Предварительный расчет валов
• 3.2 Выбор подшипников
• 3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес
• 3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора
• 4. Проверка долговечности подшипников
• 5. Проверка прочности шпоночных соединений
• 6. Уточненный расчет валов
• 7. Расчет цепной передачи
• 8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников
• Литература

Задание на проектирование

Рисунок 1. Привод цепного конвейера.

1 — электродвигатель; 2 — муфта упругая; 3 — редуктор цилиндрический; 4 — тихоходная цилиндрическая передача; 5 — быстроходная цилиндрическая передача; 6 — цепная передача; 7- ведущая звездочка конвейера, 8 — тяговая цепь, 9 — опоры приводных звездочек.

1. Выбор электродвигателя. Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Мощность (Вт) привода (мощность на выходе):

;

Общий КПД привода

где — КПД муфты, — КПД цилиндрической переда, — КПД цепной передачи, — КПД подшипников;

;

Требуемая мощность электродвигателя:

;

Частота вращения (об/ мин) приводного вала (число оборотов на выходе):

;

Где Vскорость грузовой цепи, -диаметр звездочки,

;

Гдешаг грузовой цепи, мм

— число зубьев звездочки.

Требуемая частота вращения вала электродвигателя:

;

По полученным данным выбираем электродвигатель из табл. 24.9.

Электродвигатель АИР 100 L4 ТУ16−525.564−84

Мощность P_э = 4 кВт, Асинхронная частота вращения n_э =1410 об/мин

1.2 Кинематические расчеты

Определяем общее передаточное число привода:

;

Определяем передаточное число редуктора:

Гдепередаточное число цепной передачи;

Примем, что:

По таблице 1.3. [4]

принимаем 4,5;

принимаем 2,5;

Частота вращения и угловая скорость ведущего вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость промежуточного вала:

;

;

Частота вращения и угловая скорость тихоходного вала:

;

;

1.3 Определение вращающего момента на валах редуктора

Вращающий момент на выходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

;

Вращающий момент на промежуточном валу редуктора:

;

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

;

Результаты кинематических расчетов редуктора:

2. Расчеты зубчатых колес редуктора

2.1 Выбор материала

Выбираем материал:

Расчет будем вести для тихоходной и бытроходной передач соответственно;

Шестерня: Ст40Х

Колесо: Ст45

Допускаемые контактные напряжения:

где — предел контактной прочности (МПа), — коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с повышенным упрочнением, — коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала, ;

Формулу для выбираем по таблице, в зависимости от вида термической или химико-термической обработки:

Выберем вид обработки:

Тихоходная передача:

— шестерня: улучшение + закалка ТВЧ

— колесо: улучшение Быстроходная передача:

— шестерня: улучшение

— колесо: улучшение;

Тихоходная передача Шестерня:

;

;

;

Колесо:

Быстроходная передача:

;

;

Вычислим коэффициент долговечности при расчете по контактным напряжениям:

где — число циклов, — ресурс передачи в числах циклов;

;

;

;

— базовые числа циклов нагружений при расчете на изгиб,

;

где, ,, ;

;

следовательно, (). Допускаемое напряжение с течением времени не изменяется.

Вычислим :

Тихоходная передача:

Быстроходная передача:

;

Допускаемое напряжение изгиба:

где — предел выносливости (МПа), — коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса, — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости, — коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки (реверса), — коэффициент запаса прочности для зубчатых колес.

Тихоходная передача:

По таблице выбираем значение или формулу для выносливости при изгибе, .

;

;

;

;

Быстроходная передача:

;

;

2.2 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес Тихоходная передача Шестерня 50,5 HRC = 531 HB

Колесо 250 HB

,.

Найдем значение межосевого расстояния:

гдекоэфицент ширины зубчатого венца (для несимметричных опор),

— для прямозубых колес,

н.м.-крутящий момент на тихоходном вале,

— передаточное число тихоходной передачи,

— коэфицент неравномерности распределения нагрузки,

— допускаемое рабочее контактное напряжение;

гдекоэфицент ширины зубчатого колеса,

=4-индекс, соответствующий нессиметричному расположения шестерни;

округляем до стандартных значений .

Найдем модуль передачи:

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации:

При твердости ?350 HB

гдемежосевое расстояние; ,

Из полученного диапазона () модулей принимаем значение m=2 мм согласуя его со стандартным (ГОСТ2185−66).

Определяем количество зубьев шестерни:

Округляем в ближайшую сторону до целого и окончательно принимаем

Число зубьев колеса:

Принимаем: ;

Основные размеры шестерни и колеса:

;

;

Проверка:

;

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Расчет ширины зубчатых колес:

;

;

Определяем окружную скорость вращения:

;

Принимаем передачу 8 степени точности по ГОСТ 1643–81;

Окружная сила:

;

гдекрутящий момент на тихоходном вале;

Радиальная сила:

;

Осевая сила:

;

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

где — коэфицент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

— коэфицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

— коэфицент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

— окружная сила,

— передаточное число тихоходной передачи,

— диаметр делительной окружности колеса,

— ширина колеса;

;

Проверка зубьев по напряжениям изгиба колеса:

где (при) — коэффициент, учитывающий форму зуба; - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

— ширина колеса; - коэффициент нагрузки; гдекоэффицент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

— коэффицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

— выбираем по таблице, в зависимости от степени точности передачи;

;

Шестерни:

где (при) — коэффициент, учитывающий форму зуба,

.

Условия прочности как по контактным напряжениям, так и по изгибающим выполнены.

2.3 Расчет геометрических параметров цилиндрических колес

Быстроходная передача Шестерня 32 HRC = 300 HB

Колесо 270 HB

,.

Так как тип редуктора: двухступенчатый цилиндрический соосный, следовательно межосевое расстояние быстроходной передачи примем равным межосевому расстоянию тихоходной передачи, также модуль зацепления быстроходной передачи примем равным модулю зацепления тихоходной передачи.

;

Определяем количество зубьев на колесе :

Принимаем:

где — межосевое расстояние,

— передаточное число быстроходной передачи;

Основные размеры шестерни и колеса:

;

;

Проверка:

;

Расчет окружностей вершин и впадин шестерни и колеса:

;

;

;

;

Расчет ширины зубчатых колес:

;

;

где — коэффициент ширины зубчатого венца (для нессиметричных опор);

Определяем окружную скорость вращения:

;

Принимаем передачу 7 степени точности по ГОСТ 1643–81;

Окружная сила:

;

Радиальная сила:

;

Осевая сила:

;

Проверка зубьев по контактным напряжениям:

где — коэффицент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями,

— коэффицент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

— коэффицент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

— окружная сила,

— передаточное число быстроходной передачи,

— диаметр делительной окружности колеса,

— ширина колеса;

;

Проверка зубьев по напряжениям изгиба колеса:

где (при) — коэффициент, учитывающий форму зуба; - коэффициент, учитывающий угол наклона зуба; - коэффициент учитывающий перекрытие зубьев;

— коэффициент нагрузки;

гдекоэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку,

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий,

— коэффициент ширины зубчатого колеса,

=4-индекс, соответствующий нессиметричному расположения шестерни,

— выбираем по таблице, в зависимости от степени точности передачи;

;

Шестерни:

;

где (при) — коэффициент, учитывающий форму зуба, Условия прочности как по контактным напряжениям, так и по изгибающим выполнены.

3. Эскизное проектирование редуктора

3.1 Предварительный расчет валов

Ведущий вал:

Диаметр выходного конца вала, мм:

;

Необходимо согласовать диаметры вала и ротора :

принимаем: ;

Выбираем МУВП по ГОСТ 21 424–93 с расточками полумуфт под и .

Диаметр вала под подшипниками (), мм:

принимаем: ;

Диаметр различных участков вала (), мм:

;

в данных формулах:

— максимальный крутящий момент на ведущем вале,

— размер фаски колеса, выбирается таблично,

— радиус скруглений, выбирается таблично;

Промежуточный вал:

Диаметр выходного конца вала:

;

где — максимальный крутящий момент на промежуточном вале, -допускаемое напряжение;

принимаем: ,

Диаметр вала под колесо:

принимаем: ,

Диаметр вала под шестерню:

принимаем: ,

Диаметр вала под подшипниками ():

принимаем: ,

в данных формулах:

— радиус скруглений, выбирается таблично,

— размер фаски колеса, выбирается таблично;

Ведомый вал:

Диаметр выходного конца вала:

;

Диаметр вала под подшипниками ():

принимаем: ;

Диаметр вала под колесом:

;

в данных формулах:

— максимальный крутящиймомент на выходном валу,

— высота заплечика, выбирается таблично;

3.2 Выбор подшипников

Для ведущего (быстроходного) вала диаметром, используем подшипники шариковые радиальные однорядные: 305 ГОСТ 8338–75

Для промежуточного вала диаметром, используем подшипники шариковые радиальные однорядные: 306 ГОСТ 8338–75

Для ведомого (тихоходного) вала диаметром используем подшипники шариковые радиальные однорядные: 309 ГОСТ 8338–75

3.3 Конструктивные параметры зубчатых колес

Цилиндрическая (быстроходная) передача Определенные ранее размеры:

;; ;

;; ;

Размеры зубчатого колеса ()

Диаметр ступицы:

;

Длина ступицы:

;

Толщина обода:

;

Толщина диска:

;

Цилиндрическая (тихоходная) передача Определенные ранее размеры:

;; ;

;; ;

Размеры зубчатое колесо ()

Диаметр ступицы:

;

Длина ступицы:

;

Толщина обода:

;

Толщина диска:

.

3.4 Конструктивные параметры корпуса редуктора

Корпус редуктора изготавливается методом литья, для чего широко используют чугун (например, марки СЧ15).

Толщина стенок корпуса и крышки редуктора:

;

;

Толщина поясов корпуса и крышки редуктора:

Верхнего пояса корпуса и пояса крышки

;

;

Нижнего пояса корпуса ,

Диаметры болтов:

фундаментных

— принимаем болты с резьбой М18;

крепящих крышку к корпусу у подшипников

— принимаем болты с резьбой М12;

соединяющих крышку с корпусом

— принимаем болты с резьбой М10.

4. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал Из предыдущих расчетов имеем:

Рисунок 2. Эпюры моментов ведущего вала.

Реакции опор В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют ,

тогда:

;

(осевая нагрузка не учитывается).

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 2:

Эквивалентная нагрузка:

где — вращение внутреннего кольца подшипника, — для редукторов всех типов, — температурный коэффициент, .

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч — отвечает ГОСТ 16 162– — 85. Найденная долговечность приемлема.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть меньше 10 000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников).

Промежуточный вал Из предыдущих расчетов имеем:

Рисунок 3. Эпюры моментов промежуточного вала.

Реакции опор В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют ,

тогда:

;

(осевая нагрузка не учитывается).

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 3:

Эквивалентная нагрузка:

где — вращение внутреннего кольца подшипника, — для редукторов всех типов, — температурный коэффициент, .

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч — отвечает ГОСТ 16 162– — 85. Найденная долговечность приемлема.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников не должен быть меньше 10 000 часов (минимально допустимая долговечность подшипников).

Ведомый вал Из предыдущих расчетов имеем:

;; ;

Рисунок 4. Эпюры моментов ведомого вала.

Реакции опор:

В плоскости xz:

;

;

Проверка:

;

В плоскости yz:

;

;

Проверка:

;

Суммарные реакции:

;

;

Осевые составляющие нагрузки отсутствуют ,

тогда:

;

(осевая нагрузка не учитывается).

Рассмотрим подшипник по более нагруженной опоре 5:

Эквивалентная нагрузка:

где — вращение внутреннего кольца подшипника, — для редукторов всех типов, — температурный коэффициент, .

Расчетная долговечность, :

;

Расчетная долговечность, :

;

ч — отвечает ГОСТ 16 162– — 85.

5. Проверка прочности шпоночных соединений

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические со скругленными торцами (ГОСТ 23 360 — 78). Материал шпонок сталь 45 нормализованная.

Напряжение смятия и условия прочности:

;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице:

;

при чугунной ступице:

;

Проверка прочности шпонки на ведущем валу:

Проверяем шпонку в месте установки полумуфты, т. е. на выходном конце вала.

где; ;; - длина шпонки (при длине конца вала 60 мм);; - момент на валу,

— материал полумуфт МУВП-чугун марки СЧ20;

;

Условие прочности выполнено, следовательно шпонка выдерживает напряжение.

Проверка прочности шпонок на промежуточном валу:

проверяем шпонку под цилиндрическим колесом:

где — диаметр вала под цилиндрическое колесо;;; - длина шпонки (при длине ступицы зубчатого колеса 48 мм); -момент на промежуточном валу;

— стальная ступица;

;

Проверка прочности шпонок на промежуточном валу:

проверяем шпонку под цилиндрической шестерней:

где; ;; - длина шпонки; -момент на промежуточном валу;

— стальная ступица;

;

Условие прочности выполнено для обеих шпонок, следовательно шпонки выдерживают напряжения.

Проверка прочности шпонок на ведомом валу:

проверяем шпонку под колесом:

где; ;; - длина шпонки (при длине ступицы колеса 60м); -момент на промежуточном валу;

— стальная ступица;

;

Проверяем шпонку на выходном конце вала:

;

;

;

;

— стальная ступица;

;

Условие прочности выполнено для обеих шпонок, следовательно шпонки выдерживают напряжения.

6. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения — по отнулевому (пульсирующему).

Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности n опасных сечений и сравнении их с требуемым (допускаемым) значением [n]. Прочность соблюдена при .

Будем производить расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.

Ведущий вал.

Материал вала: сталь 45, обработка-улучшение + закалка ТВЧ.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

;

Достаточно выбрать одно сечение с наименьшим коэффициентом запаса прочности, а именно сечение в месте посадки шестерни.

В этом сечении действует максимальные изгибающие моменты М_У, М_Х и крутящий момент Т_Z = T_Б.

Сечение, А — А (сечение со шпоночным пазом).

Данные вала:

d = 30 мм,

b=10мм,

t=5мм Момент сопротивления сечения:

;

Амплитуда и средние напряжение цикла касательных напряжений:

;

Принимаем

— коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений; Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

;

Принимаем

— коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности:

;

;

Коэффициент запаса прочности результирующий:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее

:

;

Условие запаса прочности выполнено.

Промежуточный вал Материал вала: сталь 40Х, термообработка-улучшение + закалка ТВЧ.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А (место посадки шестерни тихоходной передачи) В этом сечении возникает наибольший изгибающий момент; концентрации напряжений обусловлено наличием шпоночной канавки.

Изгибающий момент:

;

;

Результирующий изгибающий момент:

;

Данные вала:

— диаметр в месте посадки под шпонку;

Момент сопротивления сечения нетто:

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

;

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

где — коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям:

где — коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

Общий коэффициент запаса прочности:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее

:

;

Условие запаса прочности выполнено.

Ведомый вал Материал вала: сталь 40Х, термообработка-улучшение + закалка ТВЧ.

Среднее значение:

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба: ;

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений: ;

Сечение А-А (место посадки шестерни тихоходной передачи).

;

;

Суммарный изгибающий момент А-А:

;

Данные вала:

— диаметр в месте посадки под шпонку;

Момент сопротивления кручению:

;

Момент сопротивления изгибу:

;

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательного напряжения:

;

Амплитуда нормального напряжения изгиба:

;

;

Коэффициент запаса прочности по нормальному напряжению:

где — коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент, выбираем по таблице;

Коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

где — коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент, выбираем по таблице;

— коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла нагружений;

Общий коэффициент запаса прочности по касательному напряжению:

;

Для обеспечения прочности, коэффициент запаса прочности должен быть не менее, ;

Условие запаса прочности выполнено.

7. Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь Вращающий момент на ведущей звездочке

;

Принятое ранее передаточное число ;

Число зубьев: ведущей звездочки

;

Принимаем: ;

ведомой звездочки:

;

Принимаем: ;

Фактическое передаточное число:

;

Отклонение:

;

Отклонение допустимо, число зубьев соответствует требованиям;

Расчетный коэффициент нагрузки:

где — динамический коэффициент при спокойной нагрузке,

— к-т, учитывающий влияние межосевого расстояния,

— к-т, учитывающий влияние угла наклона линии центров,

— к-т, учитывающий способ регулирования цепи (при периодическом регулировании цепи),

— при непрерывной смазке,

— к-т, учитывающий продолжительность работы в сутки (при односменной работе);

Частота вращения ведущей звездочеи:

где — частота вращения ведущей звездочки;

Шаг однорядной цепи:

;

Гдекрутящий момент на ведущей звездочке,

— число зубьев на ведущей звездочке,

— среднее значение допускаемого давления,

— расчетный коэффициент нагрузки;

Подбираем по таблице цепь ПР-31, 75−88, 50 по ГОСТ 13 568–75, имеющую t=31,75 мм, разрушающую нагрузку Q=88,5 кН, массу q=3,8 кг/м, .

Скорость цепи:

Окружная сила:

Давление в шарнире проверяем по формуле:

Условие:

Условие выполнено.

Определяем число звеньев цепи:

где ,

— суммарное число зубьев,

;

Уточняем межосевое расстояние цепной передачи:

Для свободного провисания цепи предусматриваем возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т. е. ;

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек:

;

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

;

где — диаметр ролика цепи (выбирается по таблице);

Силы, действующие на цепь:

окружная: — определена выше, от центробежных сил:, где ,

от провисания: ,

где — при угле наклона передачи 45 град. ,

— межосевое расстояние;

Расчетная нагрузка на валы:

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

Нормативный коэффициент запаса: ,

Условие: выполнено.

Размеры ведущей звездочки:

ступица звездочки, ,

примем ,

где — диаметр выходного конца тихоходного вала;

толщина диска звездочки ,

где — расстояние между пластинками внутреннего звена;

Аналогично определяем размеры ведомой звездочки.

электродвигатель вал редуктор шпоночный

8. Смазка зубчатых зацеплений и подшипников

Зацепления смазывают окунанием зубчатых колес в масло. В соосных редукторах в масло погружают погружают колеса быстроходной и тихоходной ступеней. Вычисляем допустимый уровень погружения для колеса большего диаметра (в данном случае для колеса тихоходной ступени).

примем: ;

Вычислим обьем масляной ванны (из расчета 0,5 на 1 кВт передаваемой мощности):

где 4 — передаваемая мощность от электродвигателя (в кВт).

Подшипники смазываются тем же маслом за счет разбрызгивания.

Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости:

среднее значение вязкости: ;

Выбираем масло индустриальное И-Л-А-22 (по ГОСТ 20 799– — 75*).

Уровень масла контролируют маслоуказательным жезлом. Контроль за верхним уровнем масла производиться при остановке редуктора.

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов/ С. А. Чернавский, Г. М. Ицкович, К. Н. Боков и др. — М.: Машиностроение, 1980. — 416 с.

2. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для техникумов/ А. Е. Шейнблит — М.: Высшая школа, 1991. — 213 с.

3. Справочник конструктора-машиностроителя: В 3 т.8-е издание, переработанное и дополненное/ В. И. Анурьев — М.: Машиностроение, 2001.

4. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для техн. спец. вузов/ П. Ф. Дунаев, О. П. Леликов — 7-е изд., испр. — М.: Высш. шк., 2001. — 447 с.

5. Допуски и посадки: Справочник в 2 частях. 5-е издание, переработанное и дополненное/ В. Д. Мягков — Л.: Машиностроение, 1978.