Привод цепного конвейера

1. Подбор электродвигателя

Ресурс приводного устройства в часах:

L_h=365Lt_cL_c=365 582=29200,

где L_Г — срок службы привода, лет

t_c — продолжительность смены, ч

L_с — число смен.

Из полученного значения следует вычесть 10−25% часов на профилактику, текущий ремонт, нерабочие дни. Т.о. L_h=25 000 ч.

1.1 Требуемая мощность на выходе

.

1.2 КПД всего привода

где _мс = 0,98 — КПД соединительной муфты;

_зп) = 0,98 — КПД закрытой зубчатой передачи;

_ц = 0,95 — КПД цепной передачи;

_пк = 0,99 — КПД, учитывающий потери пары подшипников качения;

.

1.3 Требуемая мощность электродвигателя

1.4 Частота вращения приводного вала

Здесь диаметр делительной окружности звездочки определяется следующим образом:

Тогда частота

1.5 Подбор электродвигателя

Следуя справочным данным, выбираем электродвигатель 100L4 с синхронной частотой вращения n_c = 1000 об/мин., для которого номинальная мощность Р_дв = 4 кВт, асинхронная частота вращения n_дв = 950 об/мин.

1.6 Передаточное число привода

u=n_дв / n = u_р u_цп,

где частные передаточные отношения отдельных передач

u_р — передаточное отношение редуктора.

u_цп — передаточное отношение цепной передачи.

n_в — частота вращения выходного вала:

В итоге u=950/60,915,75.

Принимаем передаточное отношение цепной передачи u_цп=2,5 передаточное отношение редуктора u_р = 15,75/2,5=6,3.

2. Кинематический расчет

Быстроходный вал редуктора:

мощность P₁=P_двмспк=40 000,980,99=3880,8 Вт.

частота вращения n₁= n_дв=950 об/мин.

угловая скорость ₁=n₁/30=950/30=99,43 c^-1.

крутящий момент T₁=P₁/₁=3880,8/99,43 =39 Нм.

Тихоходный вал редуктора:

мощность P₂=P_1зппк=3880,80,980,99= 3765,2 Вт.

частота вращения n₂= n₁/u_р=950/6,3=150,8 об/мин.

угловая скорость ₂=n₂/30=150,8/30=15,8 c^-1.

крутящий момент T₂=P₂/₂=3765,2/15,8=238,3 Нм.

Приводной вал:

мощность P₃=P_2цппк=3765,20,950,99=3541,2 Вт.

частота вращения n₃= n₂/u_цп=150,8/2,5=60,3 об/мин.

угловая скорость ₃=n₃/30=60,3/30=6,3 c^-1.

крутящий момент T₃=P₂/₂=3541,2/6,3=562,1 Нм

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Исходные данные:

Т₂ = 238,3 Нм — вращающий момент на колесе;

n₂ = 150,8 об/мин — частота вращения колеса;

u = 6,3 — передаточное число;

3.1 Материалы колеса и шестерни

В качестве материала для цилиндрического колеса применяем ст. 45. Применяем т.о. колеса — улучшение, твердость НВ 235…262.

Механические свойства: _T = 640 МПа.

В качестве материала для шестерни используем ст. 45. Применяем т.о. шестерни — улучшение, твердость НВ 269…302.

Механические свойства: _Т = 750 МПа.

3.2 Допускаемые напряжения

Вычисляем допускаемые контактные напряжения.

Для колеса:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8+67 = 1,8248,5+67=514 МПа;

допускаемые напряжения на изгиб: []_F = 1,03 = 1,3 248,5=256 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 2,8_Т = 2,8640 = 1792 МПа;

[]_Fmax = 2,74=2,74 248,5 = 680,9 МПа;

Для шестерни:

допускаемые контактные напряжения:

[]_H = 1,8+67 = 1,8285,5+67=581 МПа;

допускаемые напряжения на изгиб: []_F = 1,03 = 1,3 285,5=294 МПа;

предельные допускаемые напряжения:

[]_Hmax = 2,8_Т = 2,8750 = 2100 МПа;

[]_Fmax = 2,74=2,74 285,5 = 782,3 МПа;

3.3 Межосевое расстояние

где K_a — коэффициент межосевого расстояния; К_а = 4300 — для шевронных колес;

_a — коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию: для шевронных передач _a = 0,4.

Коэффициент концентрации нагрузки для прирабатывающихся колес при переменном режиме работы К_H = К⁰_H(1-X)+X1,05, где К⁰_H — начальный коэффициент концентрации нагрузки; принимаем в зависимости от коэффициента _d=0,5_a(u+1)=0,50,4 (6,3+1)=1,46К⁰_H =1,85.

X — коэффициент режима нагрузки; для среднего нормального режима нагружения X=0,5 (средний нормальный режим нагружения наиболее характерен для транспортных машин).

Таким образом К_H = 1,85 (1−0,5)+0,5=1,425 >1,05.

Эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2 = К_НдТ_2,

где — коэффициент долговечности.

Здесь: К_НЕ — коэффициент эквивалентности, зависящий от режима нагружения (при среднем нормальном режиме нагружения К_НЕ=0,56);

N_HG=()³=23 271 176,38 — базовое число циклов нагружений.

N — суммарное число циклов.

В итоге коэффициент циклов .

Следовательно К_Нд=1,750,56=0,98

Следовательно эквивалентный момент на колесе Т_НЕ2 = 233,5 Н.

Межосевое расстояние в итоге:

Принимаем стандартное значение межосевого расстояния a_w=140 мм.

3.4 Предварительные основные размеры колеса

— делительный диаметр:

— ширина колеса: ,

где _а — коэффициент ширины колеса, _а=0,4.

принимаем стандартное значение b₂ = 56 мм.

3.5 Модуль передачи

Модуль передачи:

где коэффициент K_m принимают для шевронных колес: K_m =5,2.

Т_FE=К_FдТ₂-эквивалентный момент на колесе, где — коэффициент долговечности. Здесь N_FG=410⁶ — базовое число циклов. При N10⁸ принимаем K_Fд=1,0.

Т.о. эквивалентный момент на колесе Т_FE=Т₂=238,3 Н.

Модуль принимает значение:

Принимаем модуль передачи равным m = 1 мм.

3.6 Суммарное число зубьев и угол наклона

Минимальный угол наклона зубьев шевронных колес _min = 25;

Суммарное число зубьев

z=2 a_wcos_min /m.

z=2140cos 25 /1 = 253

Определяем действительное значение угла

= arccos (zm / 2a_w).

= arccos (2531 / 2140) = 25,4.

3.7 Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

z₁ = z/(u±l)z_1min.

Для шевронных колес z_1min = 17cos³ = 13;

z₁ = 253/(6,3+l) = 35 > z_1min.

Число зубьев колеса: z₂ = z — z₁ = 253 — 35 = 218.

3.8 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число u_ф= z₂/ z₁ = 218 / 35 = 6,23.

Отклонение от заданного передаточного числа не превышает допускаемых 4%.

3.9 Диаметры колес

Делительные диаметры, d:

шестерни d₁ =z₁m/cos = 351 / cos 25,4 = 38,1 мм;

колеса d₂ =2a_w — d₁ = 2140 — 38,1 = 241,9 мм.;

Диаметры окружностей вершин d_a и впадин d_f зубьев:

d_a1=d₁ +2 (1 +x₁ — y) m = 38,1 + 211 = 40,1 мм;

d_f1=d₁ — 2 (1,25 — x₁) m= 38,1 — 21,251 = 35,6 мм;

d_a2=d₂ +2 (1 +x₂ — y) m= 241,9 + 211 = 243,9 мм;

d_f2=d₂ — 2 (1,25 — x₂) m= 241,9 — 21,251 = 239,4 мм;

3.10 Размеры заготовок колес

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчета механические характеристики материала колес, требуется, чтобы размеры заготовок колес не превышали предельно допустимых значений: D_заг D_пред; С_заг, S_заг S_пред;

Значения D_заг, S_заг, С_заг (мм) вычисляют по формулам:

для цилиндрической шестерни D_заг=d_а+6 мм = 40,1 + 6 = 46,1 мм 80 мм;

Для колеса с выточками принимают меньшее из значений D_заг= 0,5b₂ = 0,556 = 28 мм. 125 мм; и S_заг=8m =8 мм 80 мм.

3.11 Силы в зацеплении

окружная F_t=2T₂/d₂ = 2238,3 / 0,2419 = 1970,2 Н;

радиальная F_r=F_ttg/cos = 1970,20,364 / cos 25,4 = 793,9 Н.

(для стандартного угла =20° tg=0,364);

осевая F_a = F_ttg = 1970,2tg 25,4 = 935,5 Н.

3.12 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Расчетное напряжение изгиба в зубьях колеса:

_F2=K_FaK_FK_FvYY_F2F_tE/(b₂m) []_F2

Для колес с >0° принимают для 9-ой степени точности K_Fa=1.

Степень точности передачи принимаем в зависимости от окружной скорости колеса (м/с) степень точности 9-я.

Коэффициент концентрации нагрузки K_F, принимают для прирабатывающихся колес при переменной нагрузке

K_F=K⁰_F(1-X)+X,

где начальный коэффициент концентрации нагрузки K⁰_F=1,635. Т.о. K_F=1,3175.

Коэффициент динамической нагрузки принимают согласно окружной скорости К_Fv = 1,07.

Коэффициент Y вычисляют по формуле Y=1-°/140=0,965.

Коэффициент формы зуба Y_F2 = 3,6, Y_F1 = 3,7.

F_tE = K_FдF_t — эквивалентная окружная сила. Коэффициент долговечности K_Fд = 1. Т. е. F_tE = 1970,2 Н.

В итоге име ем:

_F2=11,31 751,070,9653,61 970,2/(0,0560,001) = 172,3 МПа < 256

условие выполняется Расчетное напряжение в зубьях шестерни:

_F1=_F2Y_F1/ Y_F2 []_F1,

_F1=172,33,7 / 3,6 = 177,1 < 294 МПа.

условие выполняется

конвейер электродвигатель привод зубчатый

3.13 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Расчетное контактное напряжение где для шевронных колес К_Н = 1,1; К_Н= 2,710⁵; К_Н = 1,425; K_Hv = 1,03.

условие выполняется.

4. Расчет цепной передачи

Проектирование цепной передачи обусловлено в первую очередь правильным выбором типоразмера цепи, который устанавливается из условия допускаемого значения среднего давления в шарнире звена и принятого значения межосевого расстояния.

4.1 Расчетное значение шага

Здесь T — вращающий момент на валу меньшей звездочки.

z₁ — число зубьев малой (ведущей) звездочки. Рекомендуемое значение z₁ = 31 — 2u_ц = 31 — 22,5 = 26 > 17. Принимаем значение из стандартного ряда z₁ = 25. Число зубьев ведомой звездочки z₂ = u_цz₁ = 2,525 = 62,5 120. Принимаем значение из стандартного ряда z₂ = 63.

[p] - допускаемое среднее давление, [p] 28 МПа.

Коэффициент эксплуатации: К_Э = КК_аК_сКК_рК_рег, где К — коэффициент, учитывающий характер нагрузки (при спокойной нагрузке К = 1)

К_а — коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния; при, а = (30…50) t, К_а = 1.

К_с — коэффициент вида смазывания, при периодическом смазывании К_с = 1,5.

К — коэффициент наклона линии центров звездочек к горизонту, при 60, К = 1.

К_р — коэффициент режима работы, при двухсменном режиме К_р = 1,25.

К_рег — коэффициент способа регулирования натяжения цепи, при периодическом регулировании К_рег = 1,15.

Т.о. К_Э = 111,511,251,15 = 2,15 625

В результате значение шага:

Принимаем стандартное значение шага t = 25,4 мм.

Выбираем цепь ПР — 25,4−5670.

4.2 Скорость вращения ведущей звездочки

4.3 Предварительное значение межосевого расстояния

Из условия обеспечения угла обхвата ведущей звездочки ₁ = 120.

a₀ = (30…50) t = (30…50) 25,4 = 762…1270 мм.

Принимаем межосевое расстояние равным a₀ = 830 мм.

4.4 Число звеньев в цепи

L_t = 2a_t + 0,5z + ₂/a_t,

где a_t = a / t = 830 / 25,4 =32,7

z = z₁ + z₂ = 25+63 = 88

₂ = (z₂ — z₁) / 2 = 6,1

L_t = 232,7 + 0,588 + 6,1/32,7 = 109,6.

Принимаем L_t = 110.

4.5 Уточняем межосевое расстояние

Так как холостая ветвь цепи должна свободно провисать на величину f0,01a, то при монтаже цепной передачи предусматривается возможность уменьшения a, т. е. значение монтажного межосевого расстояния уменьшается на 0,2…0,4%. Следовательно a = 820 мм.

4.6 Окружная сила

F = P/v =3765,2/1,6 = 2353,25 Н

4.7 Приближенная нагрузка на валы и опоры

Q = 1,15 °F = 1,152 353,25 = 2706,2 Н.

4.8 Проверяем значение удельного давления цепи

p = FK_э / S_оп [p]

где S_оп — проекция опорной поверхности шарнира однорядной цепи S_оп=180 мм²;

Таким образом, p = 2353,252,1 562 510⁶ / 180 = 28,2 МПа 28 МПа Условие выполняется.

4.9 Определяем основные размеры звездочек цепной передачи (мм)

Ведущая звездочка:

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

Радиус впадины:

Радиус закругления зуба:

Радиус закругления:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

Диаметр обода наибольший:

Ширина зуба звездочки:

Длина ступицы:, где d — диаметр вала, d = 34 мм.

Диаметр ступицы:

где b_ст — толщина ступицы b_ст=(0,8…2,5) t = 20,32…63,5 = 40 мм

Ведомая звездочка:

Делительный диаметр:

Диаметр окружности выступов:

Диаметр окружности впадин:

Радиус впадины:

Радиус закругления зуба:

Радиус закругления:

Расстояние от вершины зуба до линии центров дуг закругления:

Диаметр обода наибольший:

Ширина зуба звездочки:

Длина ступицы:, где d-диаметр вала, d=50 мм.

Диаметр ступицы:

где b_ст — толщина ступицы b_ст=(0,8…2,5) t = 20,32…63,5 = 50 мм.

5. Проектный расчет

5.1 Диаметры валов

Диаметры различных участков валов редуктора определяем следующим образом:

Быстроходный вал

Диаметр d выходного конца:

d (7…8) ³Т_Б = (7…8) ³39 = 23,7…27,1 мм.

Принимаем d = 24 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d + 2t 28 мм, где высота буртика t = 2 мм;

Принимаем d_п = 30 мм.

Диаметр d_бп d_п + 3r 36 мм.

где координата фаски подшипника r = 2 мм;

Принимаем d_бп = 36 мм.

Тихоходный вал

Диаметр d выходного конца:

d (5…6) ³Т_Т = (5…6) ³238,3 = 31… 37,2 мм.

Принимаем d = 34 мм.

Диаметр вала под подшипник d_п d + 2t 39 мм, где высота буртика t = 2,5 мм;

Принимаем d_п = 40 мм.

Диаметр d_бп d_п + 3r 47,5 мм.

где координата фаски подшипника r = 2,5 мм;

Принимаем d_бп = 48 мм.

Диаметр d_к d_бп = 48 мм.

5.2 Конструктивные размеры колес

Шестерня выполняется за одно целое с валом. Ее размеры:

d₁ = 38,1 мм; d_a1 = 40,1 мм; b₁ = 1,08· b₂60 мм.

Зубчатое колесо кованое. Его размеры:

d₂ = 241,9 мм; d_a2 = 243,9 мм; b₂ = 56 мм.

Диаметр ступицы колеса: d_ст = 1,5*d + 10 мм = 1,5*48 + 10 мм = 82 мм.

Длина ступицы колеса: l_ст = (1,2…1,5)*d = (1,2…1,5)*48 = 57,6…72 мм.

принимаем l_ст = 70 мм.

Толщина обода: = (2,5…4)*m = (2,5…4)*1 мм = 2,5…4 мм.

принимаем = 4 мм.

Толщина диска: С = 0,3*b₂ = 0,3*56 мм = 16,8 мм. Принимаем С = 16 мм.

Диаметр центровой окружности: D_отв = (D_о + d_ст) * 0,5

D_o = d_a2 — [2 + 2 (2,4m + 2m)] = 243,9 — [2*4 + 2*(2,4*1 + 2*1)] = 227,1 мм.

D_отв = (227,1 + 82) * 0,5 = 154,55 мм.

Диаметр отверстий в колесе:

d_отв ј (D_o — d_ст) = ј (227,1 — 82) = 36,275 мм.

принимаем d_отв = 36 мм.

6. Выбор смазки

Смазывания зубчатого зацепления и подшипников качения производится маслом, заливаемым внутрь корпуса редуктора до уровня, обеспечивающего погружение зубчатого колеса примерно на 10 мм. Объем масляной ванны определяется из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности: V = 0,25 · 4 = 1 дм³ = 1 л.

Устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _H = 496,3 МПа и скорости v = 1,9 м/с рекомендуемая кинематическая вязкость масла должна быть примерно равна 34 · 10^-6 м²/с.

Выбираем масло индустриальное И — 30А, с кинематической вязкостью (28…34) · 10^-6 м²/с по ГОСТ 20 799–75.

7. Посадки зубчатого колеса и подшипников

Посадки назначают в соответствии с ГОСТ 25 347– — 82.

посадка полумуфты на ведущий вал: ;

посадка зубчатого колеса на вал: ;

посадка звездочки цепной передачи на ведомый вал: ;

посадка подшипников качения:

отклонение вала k6;

отклонение отверстия Н7;

— посадка колец: .

— посадка шпоночных соединений: .

— посадка крышек подшипниковых узлов: .

8. Сборка редуктора

Сборка редуктора осуществляется в следующей последовательности:

Установить корпус редуктора на стенд (посредством кран-балки или вручную).

Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный быстроходный вал (т.е. на валу запрессованы подшипники).

Вручную установить в гнезда редуктора предварительно собранный промежуточный вал (т.е. на вал запрессованы подшипники, посредством шпонок зафиксировано цилиндрическое колесо). На этом этапе предполагается организация цилиндрического зубчатого зацепления.

Установить крышку редуктора с помощью кран-балки.

Разметить 2 отверстия под штифты (линейка, штангенциркуль).

Просверлить 2 отверстия под штифты (электродрель).

Заштифтовать (молоток).

Закрепить смотровое окошко.

Установить две глухие крышки подшипников.

Установить две сквозные крышки подшипников в сборе (т.е. в крышки вмонтированы манжеты).

Установить шпонку под полумуфту (молоток).

Установить шпонку под звездочку (молоток).

Залить масло.

Далее следует проверить вращение колес от руки, проконтролировать биение выходного вала. Также следует контролировать болтовые соединения в момент затяжки. Осуществить контроль герметичности.

Дунаев П.Ф., Леликов О. П. Детали машин. Курсовое проектирование: Учебное пособие для ВУЗов. — М.: Высшая школа, 1984.

Куклин Н.Г., Куклина Г. С. Детали машин: Учебник для ВТУЗов — М.: Высшая школа, 1999.

Устюгов И. И. Детали машин: Учебное пособие для учащихся ВТУЗов. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Высшая школа, 1981.

Чернавский С.А., Боков К. Н., Чернин И. М. и др. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей. — 2-е изд., перераб. и доп. — М.: Машиностроение, 1988.