Привод цепного конвейера

Задание

1. Кинематический расчет

2. Расчет закрытой зубчатой передачи

3. Предварительный расчет валов

4. Расчет плоскоременной передачи

5. Подбор и проверка подшипников

6. Уточненный расчет валов

7. Выбор и проверка шпоночных соединений

8. Конструктивные элементы корпуса

9. Смазка редуктора

10. Выбор посадок

11. Сборка редуктора

Задание 1 вариант 9

Привод цепного конвейера

Р3 = 6,0 кВт

= 3,3 рад/с

Привод — устройство для приведения в действие машин от двигателя через передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима установка понижающей или повышающей передачи. Оптимальный тип передачи определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения, обслуживания, стоимости привода.

Данный привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого цилиндрического редуктора и плоскоременной передачи. Соединение вала редуктора с рабочим валом дробилки осуществляется с помощью муфты.

Наибольшее распространение в промышленности получили трехфазные асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19 523– — 81.

Достоинством цилиндрической передачи является простота изготовления и дешевизна, а использование косозубых колес позволяет уменьшить габариты передачи. Недостатки: небольшое передаточное число (до 6,3). Однако, двухступенчатые редукторы позволяют реализовать передаточные числа до 50.

В приводах технологических машин для понижения частоты вращения вала электродвигателя применяют ременные передачи: плоскоременные, клиноременные и с поликлиновыми ремнями, чаще всего для этой цели используются клиноременные передачи. Недостатком плоскоременных передач являются большие габариты передачи и сложность передачи больших мощностей. В настоящее время плоскоременные передачи применяются мало.

1 Кинематический расчет

1.1 Общий КПД привода

= 1232 = 0,960,970,9952 = 0,922,

где 1 = 0,97 — КПД плоскоременной передачи,

2 = 0,96 — КПД зубчатой передачи,

3 = 0,995 — КПД пары подшипников.

1.2 Требуемая мощность электродвигателя

Ртр = Р/ = 6,0/0,922 = 6,51 кВт.

Выбираем электродвигатель 4А132S4УЗ [1с. 391]:

мощность — 7,5 кВт

число оборотов — 1455 об/мин

1.3 Передаточное число

Число оборотов рабочего вала

n3 = 30/ = 303,3/ = 99 об/мин,

u = n1/n3 = 1455/99 =14,7.

Примем для закрытой зубчатой передачи u2=5,0 [c. 36], тогда для

плоскоременной передачи

u1 = u/u2 =14,7/5 = 2,94

1.4 Числа оборотов валов и угловые скорости

n1 = nдв= 1455 об/мин,

1 = n1/30= 1455/30 = 152,4 рад/с,

n2 = n1/u1 = 1455/2,94 = 495 об/мин,

2 = n2/30=495/30 = 51,8 рад/с,

n3 = n2/u2 = 495/5,0 = 99 об/мин,

3 = n3/30 = 99/30 = 10,4 рад/с.

1.5 Крутящие моменты

Тдв = Ртр/1 = 6,51 103/152,4 = 42,7 Нм,

Т2 = Тдвu113 = 42,72,940,960,995 = 120,0 Hм,

Т3 = Т2u223 = 120,05,00,970,995 = 578,9 Hм.

2 Расчет закрытой зубчатой передачи

2.1 Выбор материалов зубчатой пары

Выбираем сталь 40Х:

— шестерня: термообработка — улучшение до НВ250;

колесо: термообработка — нормализация НВ220.

2.2 Допускаемые контактные напряжения [1c. 33]:

[Н] = (2HB+70)KHL / [SH] = (2220+70)1/1,1 = 464 МПа,

где KHL = 1 — коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации;

[SH] = 1,1 — коэффициент безопасности.

Срок службы привода:

Т = LДСt

где L = 5 лет — срок эксплуатации привода;

Д = 300 дней — число рабочих дней в году;

С = 2 смена — число смен за сутки;

t = 8 часов — продолжительность смены

Т = 5•300•2•8 = 24 000 часов

2.3 Допускаемые изгибные напряжения:

[F] = 1,8HB/[SF],

где [SF] - коэффициент безопасности:

[SF] = [SF]'[SF]'' = 11,75 =1,75,

где [SF]' = 1,75 — коэффициент нестабильности свойств материала [1c. 45],

[SF]'' = 1 — коэффициент способа получения заготовки [1c. 44].

шестерня: [F]1 = 1,8250/1,75 = 257 МПа;

колесо: [F]2 = 1,8220/1,75 = 226 МПа.

2.4 Межосевое расстояние

где K = 49,5 — для прямозубых передач [1 c. 32],

ba = 0,315 — коэффициент ширины колеса [1 c. 33],

KH = 1,1 — при симметричном расположении колес [1 c. 32]

aW = 49,5(5+1)[578,91 031,1/(4 642 520,315)]1/3 = 214 мм

Принимаем по ГОСТ 2185–66 [1 с. 36] aW = 200 мм

2.5 Модуль зацепления

m = (0,01 0,02)аW = (0,01 0,02)200 = 2,0 4,0 мм

Принимаем по ГОСТ 9563–60 [1 c. 36] m = 2 мм

2.6 Число зубьев

суммарное zc = 2aW/m = 2200/2 = 200,

шестерни z1 = zc/(u+1) = 200/(5+1) = 33,

колеса z2 = zc-z1 = 200- 33 = 167;

уточняем передаточное отношение:

u = z2/z1 = 167/33 = 5,06.

2.7 Основные размеры зубчатой пары:

делительные диаметры:

d1 = mz1 = 233 = 66 мм,

d2 = 1672 = 334 мм;

диаметры выступов:

da1 = d1+2m = 66+22 = 70 мм,

da2 = 334+22 = 338 мм;

диаметры впадин:

df1 = d1- 2,5m = 66 — 2,52 = 61 мм:

df2 = 334−2,52 = 229 мм;

ширина колеса:

b2 = baaW = 0,315 200 = 63 мм;

ширина шестерни:

b1 = b2+5 = 63+5 = 68 мм;

коэффициент bd = b1/d1 = 68/66 = 1,03.

2.8 Окружная скорость

V = dn/6104 = 66 495/6104 = 1,71 м/с.

Принимаем 8-ю степень точности.

2.9 Уточняем коэффициент нагрузки:

KH = KHKHV = 1,051,04 = 1,09,

где KH = 1,04 — коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки по ширине венца [1c. 39],

KHV = 1,05 — динамический коэффициент [1c. 40].

2.10 Расчетное контактное напряжение

=

= 310/200[578,9103 1,09(5,06+1)3/(635,062)]½ = 457 МПа.

Недогрузка (464−457)· 100/464 = 1,5%

2.11 Силы действующие в зацеплении

окружная Ft = 2T3/d2 = 2578,9103/334 = 3466 Н;

радиальная Fr = Fttg = 3466tg20 =1262 H.

2.12 Проверка зубьев по напряжениям изгиба. Расчетное изгибное напряжение

F = FtKFYF/(bm),

где Y — коэффициент формы зуба [1c. 42]:

при z1 = 33 YF1 = 3,77

при z2 = 167 YF2 = 3,60

отношение [F]/YF:

— шестерня [F]1/YF1 = 257/3,77 = 68,2 МПа;

— колесо [F]2/YF2 = 226/3,6 = 62,8 МПа;

так как [F]2/YF2 < [F]1/YF1 то расчет ведем по зубьям колеса.

коэффициент нагрузки [1c. 42].

KF = KFKFV = 1,101,25 = 1,38,

где KF = 1,10 — коэффициент концентрации нагрузки [1c. 43],

KFV = 1,25 — коэффициент динамичности [1c. 43].

F2 = 34 661,383,6/(632) = 137 МПа.

Условие F2 < [F]2 выполняется.

3. Предварительный расчет валов

3.1 Быстроходный вал

= [16 120,0103/(15)]1/3 = 34 мм,

где [к] = 15ч20 МПа — допускаемое напряжение на кручение;

принимаем диаметр выходного конца dв1 = 35 мм,

диаметр вала под уплотнением dу1 = 40 мм,

диаметр вала под подшипником dп1 = 45 мм,

Вал выполнен заодно с шестерней.

3.2 Тихоходный вал

d3 > [16 578,9103/(20)]1/3 = 53 мм;

принимаем диаметр выходного конца dв3 = 55 мм,

диаметр вала под уплотнением dу3 = 60 мм,

диаметр вала под подшипником dп3 = 65 мм,

диаметр вала под колесом dк3 = 70 мм.

3.3 Конструктивные размеры колеса

диаметр ступицы dст = 1,55dк = 1,5570 =115 мм

длина ступицы lcт = (1,0 1,5)dк = (1,0 1,5)70 = 70 105 мм,

принимаем lст = 100 мм

толщина обода S = 2,2m+0,05b2 = 2,22+0,0563 = 8 мм

толщина диска С > 0,25b2 = 0,2563 = 16 мм

4. Расчет плоскоременной передачи

4.1 Диаметр малого шкива

= 6(42,7103)1/3 =209 мм,

принимаем по ГОСТ 17 383–73 [1c. 120] d = 200 мм

4.2 Диаметр большого шкива

d2 = d1u (1-) = 2002,94(1−0,01) = 582 мм,

примем d2 = 560 мм.

Уточняем передаточное отношение:

зубчатый передача закрытый вал

u = d2/d1(1-) = 560/200(1−0,01) = 2,83.

4.3 Межосевое расстояние

a = 2(d1+d2) = 2(200+560) = 1520 мм.

4.4 Длина ремня

L = 2a+0,5(d1+d2)+(d2-d1)2/(4a) =

= 21 520+0,5(200+560)+(560−200)2/(41 520) = 4255 мм.

4.5 Угол обхвата малого шкива

1 = 180−57(d2-d1)/a = 180−57(560−200)/1520 = 167

4.6 Скорость ремня

V = d1n1/60 000 = 2 001 455/60000 = 15,2 м/с.

4.7 Окружная сила

Ft = P/V = 6,51 103/15,2 = 428 Н.

4.8 Выбираем ремень Б800 с числом прокладок

z = 3, о = 1,5 мм, ро = 3 Н/мм [1c. 119]

4.9 Коэффициент угла обхвата

Ca = 1−0,003(180−1) = 1−0,003(180−167) = 0,96.

Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня

Cv = 1,04−0,0004V2 = 1,04−0,415,22 = 0,95.

Коэффициент угла наклона передачи СН = 1,0.

Коэффициент режима работы Ср = 1,0 — при постоянной нагрузке.

4.10 Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки

[p] = poCaCНСрСv = 30.960.951.01.0 = 2.74 Н/мм.

4.11 Ширина ремня

b > Ft/(z[p]) = 428/(32,74) = 52 мм,

примем b = 63 мм [1c. 50].

4.12 Предварительное натяжение ремня

F0 = 0b = 1,8634,5 = 510 Н,

где 0 = 1,8 МПа — для кожаных ремней,

= 4,5 мм — толщина ремня.

4.13 Нагрузка на вал

Fв = 3F0sin½ = 3510sin167/2 = 1520 Н.

5. Подбор и проверка подшипников

5.1 Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии N209 — для быстроходного вала и N213 — для тихоходного вала

5.2 Схема нагружения быстроходного вала

Рис. 5.1 — Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость:

ma = 78Ft — Bx156 = 0,

Bx = Ax = Ft/2 = 3466/2 = 1733 H,

Mx = 173 378 =135,1 Hм.

Вертикальная плоскость:

ma = Fв80+78Fr — By156 = 0,

By = (152 080+126278)/156 =1410 H,

Ay = Fв+By — Fr =1520+1410−1262 =1668 H,

My1 =152 080 = 121,6 Нм,

My2 = 141 078 = 110,0 Нм.

Суммарные реакции опор:

= (17 332 +16 682)½ = 2405 Н,

FRB = (17 332 +14 102)½ = 2234 Н.

5.3 Эквивалентная нагрузка. Расчет ведем по наиболее нагруженному подшипнику, А В случае отсутствия осевой нагрузки:

P = XVFRBKбKт = 1 124 051,51 = 3608 Н,

где Х = 1 — коэффициент радиальной нагрузки,

V = 1 — вращается внутреннее кольцо подшипника [1c. 212],

Кб = 1,5 — коэффициент безопасности [c. 214],

КТ = 1 — работа при t < 100o C [c. 214].

5.4 Расчетная долговечность подшипника

= 106/(60 495)(33,2103/3608)3 = 26 234 часа Полученное значение больше ресурса работы привода Т=24 000 часов

5.5 Схема нагружения тихоходного вала На тихоходный вал действует неизвестная консольная сила от цепного конвейера. Принимаем ее равной Fв = 4000 Н Рис. 5.2 — Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость:

mс =100Fв + 80Ft — 160XD= 0,

XD= (4000· 100 + 3466· 80)/160 = 4233 H,

XC= 4000 — 3466 + 4233 = 4767 Н,

Mx = 4 000 100 = 400,0 Hм.

Mx = 423 380 = 338,6 Hм.

Вертикальная плоскость:

YC = YD = Fr/2 =1262/2 = 631 H,

My = YC56 = 63 180 = 50,5 Нм, Суммарные реакции опор:

= (47 672 + 6312)½ = 4809 Н.

= (42 332 + 6312)½ = 4278 Н.

5.6 Эквивалентная нагрузка Р = 48 091,5 = 7213 Н.

5.7 Расчетная долговечность подшипника

= 106/(6099)(56,0103/7213)3 = 78.8 тыс часа.

Полученное значение больше ресурса работы привода Т=24 000 часов

6. Уточненный расчет валов

6.1 Быстроходный вал Так как вал изготовлен заодно с шестерней, то в опасном сечении (под шестерней) диаметр вала намного превосходит расчетный. Рассмотрим сечение С — С под опорой А. Концентрация напряжений, обусловлена подшипником, посаженным с гарантированным натягом.

Материал вала — сталь 45, термическая обработка-улучшение в=780 МПа.

Пределы выносливости:

при изгибе -1 0,43 В = 0,43 780 = 335 МПа при кручении -1 0,58−1 = 0,58 335 = 193 МПа Суммарный изгибающий момент Ми = Му = 121,6 Нм Осевой момент сопротивления:

W = d3/32 = 453/32 = 8,95 103 мм³.

Полярный момент сопротивления:

Wp = 2W = 28,95 103 = 17,9103 мм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

V = МИ / Wнетто = 121,6103/8,95 103 = 13,6 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

V = m = Т1/(2Wр) = 120,0103/(217,9103) = 6,7 МПа.

Коэффициенты:

k/ = 3,8 [1c. 166];

k/ = 0,6(k/)+0,4 = 0,63,8+0,4 = 2,7;

= 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

= 335/(3,813,6) = 6,5

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

= 193/(2,76,7+0,16,7) = 10,3

Общий коэффициент запаса прочности.

= 10,36,5/(6,52 +10,32)½ = 5,5 > [s] = 2,5 [1c. 162]

6.2 Тихоходный вал Опасное сечение Е — Е проходит под опорой С. Концентрация напряжений обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом Суммарный изгибающий момент:

Ми = Мy= 400 Нм.

Осевой момент сопротивления:

W = d3/32 = 653/32 = 27,0103 мм³.

Полярный момент сопротивления:

Wp = 2W = 227,0103 = 54,0103 мм³.

Амплитуда нормальных напряжений:

V = МИ / Wнетто = 400 103/27,0103 =14,8 МПа.

Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:

V = m = Т3/(2Wр) = 578,9103/(254,0103) = 10,7 МПа.

Коэффициенты:

k/ = 4,6 [1c. 166];

k/ = 0,6(k/)+0,4 = 0,64,6+0,4 = 3,2;

= 0,1.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.

= 335/(4,614,8) = 4,9

Коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

= 193/(2,710,7+0,110,7) = 6,4

Общий коэффициент запаса прочности.

= 6,44,9/(6,42 + 4,92)½ = 3,9 > [s] = 2,5 [1c. 162]

7. Выбор и проверка шпоночных соединений

7.1 Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23 360–78 [c. 169]

Напряжение смятия шпонки:

= 100 МПа [c. 170]

где l — длина шпонки; b — ширина шпонки; t1 — глубина паза вала

7.2 Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце ведущего вала

bhl=10 840 мм см = 2 120 000/35(8 — 5)(40 — 10) = 76,2 МПа.

7.3 Тихоходный вал. Шпонка под колесом bhl = 201 290 мм см = 2578,9103/[70(12 — 7,5)(90 — 20)] = 52,5 МПа

7.4 Шпонка на выходном конце bhl = 161 070 мм см = 2578,9103/[55(10- 6,0)(70- 16)] =97,5 МПа.

Условие см < []см выполняется во всех случаях

8. Конструктивные элементы корпуса

8.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора

= 0,025аW+1 = 0,25 200+1 = 6 мм, принимаем = 8 мм.

8.2 Толщина фланцев

b = 1,5 = 1,58 = 12 мм.

8.3 Толщина нижнего пояса р = 2,35 = 2,358 = 20 мм.

8.4 Толщина ребер

m = b = 8 мм

8.5 Диаметр болтов фундаментных: d1 = 0,036аW +12 = 0,36 200+12 = 19 мм, примем болты М20;

болты у подшипников d2 = 0,75d1 = 0,7520 = 15 мм, примем болты М16;

болты, соединяющие крышку с корпусом d3 = 0,6d1 = 0,620 = 12 мм,

примем болты М12.

8.6 Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса по диаметру, А 1,2 = 1,28 = 10 мм;

по торцам А1 = 8 мм.

9. Смазка редуктора

9.1 Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием колес в масляную ванну Объем масляной ванны:

V = (0,5 0,8)Р = (0,5 0,8)6,5 4,0 л.

Рекомендуемое значение вязкости масла при окружной скорости колес

V = 1,7 м/с = 3410−6 м2/с.

По этой величине выбираем масло индустриальное И-30А [1c. 253].

9.2 Смазка подшипниковых узлов — консистентная В качестве смазочного материала выбираем пластичный смазочный материал УТ-1.

Выбор посадок Посадки назначаем согласно рекомендациям [1c. 263]:

посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25 347–82;

посадка полумуфты и шкива на валы редуктора Н7/n6;

шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

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

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

на ведущий вал насаживают мазеудерживающее кольцо, втулку и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 100оС, В ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем нагревают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и предварительно нагретые подшипники.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов, затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, устанавливают регулирующие прокладки и ставят крышки подшипников.

Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения.

На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, надевают и закрепляют шкив ременной передачи.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

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

1. Курсовое проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др. — М.: Машиностроение, 1988. — 416 с.

2. Чернилевский Д. В. Проектирование деталей машин и механизмов. — М.: Высш. шк. 1980.

3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин. — М.: Высш. шк., 1991.-432 с.

4. Леликов О. П. Курсовое проектирование. — М. 1990 г.

5. Дунаев Н. В. Детали машин. Курсовое проектирование. — М. 2002 г.

6. Альбом деталей машин.

7. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1−3 — М.:Машиностроение, 1978.

8. Федоренко В. А., Шошин А. И. Справочник по машиностроительному черчению. — Л.: Машиностроение, 1988.