Разработка наиболее эффективной конструкции привода для цепного конвейера

1. Кинематический расчет

1.1 Подбор электродвигателя по мощности

Вычисляется КПД привода:

где КПД муфты ([1]/табл. 1.1);

КПД пары подшипников ([1]/табл. 1.1);

КПД червяной передачи ([1]/табл. 1.1);

КПД цилиндрической прямозубой передачи ([1]/табл. 1.1);

Вычисляется значение частоты вращения на выходе привода ([1]/1.6):

;

Вычисляется выходная мощность привода:

;

Вычисляется входная мощность:

;

1.2 Подбор электродвигателя по частоте вращения

Определяется общее передаточное отношение привода:

Принимается:

— передаточное отношение цилиндрической косозубой передачи ([1]/табл. 1.5)

— передаточное отношение червячной передачи ([1]/табл. 1.5)

— общее передаточное отношение Определяется частота вращения входного вала:

;

По каталогу выбирается ближайший по частоте вращения электродвигатель.

Необходимые параметры двигателя:

;

Выбирается двигатель 100S4 с параметрами мощности и частоты вращения ([1]/табл. 1.2):

;

Определяется действительное общее передаточное отношение:

;

Уточняются передаточные отношения отдельных ступеней:

Принимается — передаточное отношение червячной передачи ([1]/табл. 1.5)

Тогда:

;

.

1.3 Определение крутящих моментов и частот вращения отдельных валов

На валу электродвигателя:

;

;

На входном валу редуктора:

;

На втором валу:

;

;

;

На третьем валу:

;

;

;

На выходном валу (действительные значения):

;

Выполняется проверка погрешности:

;

Погрешность не превышает 4%, поэтому результат считаем удовлетворительным.

2. Расчет редуктора

2.1 Расчет червячной передачи

Для червяка выбираем материал сталь 45 с закалкой по поверхности не менее HRC 45 и последующей шлифовкой зубьев.

Для венца зубчатого колеса принимаем материал бронзу БрА9Ж3Л с отливкой в песчаную форму.

По ([2]/табл. 4.9) выбираем допустимое контактное напряжение:

Скорость скольжения в зацеплении предварительно принимаем равной

Берем коэффициенты:

([2]/табл. 4.8)

([2]/стр. 67)

Находим допустимое напряжение изгиба для нереверсивной работы Так как венец червячного колеса изготовлен из бронзы то, где

K_FL-коэффициент долговечности

— суммарное число циклов перемен напряжений Определяются основные параметры передачи и сил, действующих в зацеплении:

Передаточное отношение червячной передачи

Червяк четырехзаходный поэтому z₁=4

Находим число зубьев червячного колеса ,

Предварительно коэффициент диаметра червяка принимаем равным ([1]/стр. 103)

Крутящий момент на валу берем из кинематического расчета:

Предварительно принимаем коэффициент нагрузки:

— коэффициент нагрузки Вычисляется межосевое расстояние:

;

Находится расчетный модуль:

;

Согласно ГОСТ 2144–76 ([2]/табл. 4.2) стандартных значений выбираем и

Пересчитываем межосевое расстояние при стандартных значениях модуля и коэффициента диаметра:

Согласно стандартного ряда принимаем значение ([2] стр. 36) ГОСТ 2185–66

Вычисляются делительные диаметры, диаметры вершин витков и зубьев, а также диаметры впадин червяка и червячного колеса:

; ;

; ;

; ;

Определяется длина нарезанной части шлифованного червяка Определяется ширина венца:

;

Находим наибольший диаметр червяного колеса ([1]/ табл. 5.2)

Находим окружную скорость червяка:

Угол подъема витка червяка ([2]/табл. 4.3):

При и

Находим скорость скольжения:

Данной скорости соответствует ([2]/табл. 4.9)

Находим отклонение:

Уточняется КПД червячного редуктора:

При приведенный коэффициент трения для безоловянной бронзы и шлифованных витков червяка равен:

([1]/табл. 5.4)

Приведенный угол трения ([1]/табл. 5.4);

;

Выбираем 7-ю степень точности передачи ([2]/табл. 4.7);

Коэффициент долговечности в этом случае равен

Определяются силы, действующие в зацеплении:

Определяется окружная сила на колесе и осевая сила на червяке:

;

Где: делительный диаметр червячного колеса.

крутящий момент на валу.

Определяется осевая сила на червяке и осевая сила на колесе:

;

Определяется радиальная (распорная) сила:

;

угол профиля в осевом сечении червяка.

Проверка зубьев червячного колеса на контактную и изгибную выносливость:

Находим коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

При инаходим ([1]/табл. 5.8)

Вспомогательный коэффициент ([1]/табл. 5.9)

где

— коэффициент неравномерности распределения Находим коэффициент нагрузки:

— коэффициент долговечности ([1]/табл. 5.10)

— коэффициент неравномерности распределения (величина расчетная).

Проверяем контактное напряжение:

Сравниваем расчтеное напряжение и допустимое контактное напряжение:

— расчетное напряжение

— допустимое напряжение Результат расчета следует признать удовлетворительным так как расчетное напряжение

() ниже допустимого () на 12,5% (допускается до 15%)

Выполняется проверка прочности зуба червячного колеса на изгиб:

Находим эквивалентное число зубьев:

— коэффициент формы зуба ([1]/табл. 5.13)

Находим напряжение изгиба:

Считаем показания удовлетворительными так как напряжения расчетные значительно ниже рассчитанного ранее ;

<<

2.2 Расчет зубчатой передачи

По ([2]/табл. 3.3) выбираем в качестве материала для шестерни сталь 40ХН с термической обработкой — улучшение и предельной прочностью с пределом текучести и твердостью НВ = 280. Диаметр заготовки равен до 150 мм.

Для колеса выбираем сталь 40ХН с термической обработкой — улучшение, и твердостью НВ=250, диаметр заготовки свыше 180,

Допускаемое контактное напряжение ([1]/2.2)

Для шестерни:

Для колеса:

где: коэффициент безопасности ([1]/стр. 29)

предел контактной выносливости при базовом числе циклов ([1] табл. 2.3)

= 1,6 — коэффициент долговечности ([1]/2.5)

Требуемое условие? 1.25

Принимаем = 1.25 ([2]/табл. 3.1), ([2]/стр. 33)

Межосевое расстояние зубчатой передачи из условия контактной выносливости активных поверхностей косых зубьев ([2]/3.7):

Принимаем стандартное значение по ГОСТ 2185–66: ([2]/стр. 36)

Нормальный модуль зацепления Примем по ГОСТ 9563–60. ([2]/стр. 36)

Принимаем предварительно угол наклона зубьев и определим числа зубьев шестерни и колеса ([1]/3.9):

Уточняем значение угла наклона зубьев Отсюда

Основные размеры шестерни и колеса:

делительный диаметр шестерни делительный диаметр колеса Проверка Диаметры вершин зубьев шестерни Диаметры вершин зубьев колеса Ширина колеса

Ширина шестерни

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи Принимаем 9-ю степень точности ([1]/стр. 54).

Коэффициент нагрузки для проверки контактных напряжений где — коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку неравномерность распределения нагрузки между зубьями и по ширине венца. — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями ([2]/табл. 3.4). — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца ([2]/табл. 3.5). — динамический коэффициент ([2]/табл. 3.6).

Проверка контактных напряжений ([2]/3.6)

Силы, действующие в зацеплении ([1]/табл. 3.11):

окружная

радиальная осевая Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба ([2]/3.25)

Коэффициент нагрузки

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев (коэффициент концентрации нагрузки) по ([2]/ табл. 3.7); - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки (коэффициент динамичности) по ([2]/табл. 3.8); - коэффициент прочности зуба по местным напряжениям, зависящий от эквивалентного числа зубьев ([2]/см. пояснения к формуле (3.23)):

Выбираем (зависит от). Для шестерни Для колеса По ГОСТ 21 354–75 выбираем значения коэффициента ([2]/стр. 42):

Допускаемое напряжение ([2]/3.24)

([2]/табл. 3.9).

для шестерни

для колеса

Отношения :

для шестерни

для колеса

Определяем коэффициенты и (см. пояснения к формуле ([2]/3.25)):

Проверочная точность зуба колеса Условие прочности выполнено.

3. Предварительный расчет валов и подбор подшипников

3.1 Входной вал

Предварительный расчет валов проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям. Диаметр входного конца вала при расчете на кручение при допускаемом напряжении на кручение МПа определяется по формуле:

Так как входной вал соединен с валом электродвигателя с помощью муфты, то должно выполняться условие соответствия диаметров вала электродвигателя и входного вала редуктора:

;

По таблице для электродвигателя 132S4 выбирается допустимый диаметр

Определяем диаметр входного вала по формуле:

Выбирается

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752– — 79:

Диаметр вала под подшипник предварительно выбирается:

Основные размеры всех валов представлены в таблице 1.

Из-за достаточно большой протяженности и того что на нем находится червяк, на вал выбирается блок радиально-упорных шарикоподшипников тяжелой серии 66 408 по ГОСТ 831–75, разделенных распорной втулкой.

И ставится радиальный шарикоподшипник средней серии 308 по ГОСТ 8338–75.

Основные параметры всех подшипников представлены в таблице 2.

3.2 Промежуточный вал

При допускаемом напряжении на кручениеМПа диаметр вала определяется по формуле:

Диаметр под подшипники выбирается:

Под ступицу червячного колеса:

Основные параметры вала представлены в таблице 1

Шестерня выполнена за одно целое с валом.

На вал выбирается пара подшипников роликовых конических однорядных повышенной грузоподъемности легкой серии 7209 по ГОСТ 27 365–87.

3.3 Выходной вал

На выходном валу при допускаемом напряжении на кручение МПа диаметр выходного вала определяется по формуле:

Принимается диаметр выходного вала равным:

Принимается диаметр под ступицу зубчатого колеса:

Диаметр вала под уплотнение выбирается из стандартного ряда по ГОСТ 8752– — 79:

Принимается диаметр вала под подшипник равным:

На выходной вал назначается пара подшипников роликовых конических однорядных повышенной грузоподъемности легкой серии 7212 по ГОСТ 27 365–87.

Таблица 1 — Основные размеры валов, мм

Таблица 2 — Основные параметры подшипников

4. Выбор муфт

4.1 Муфта на входной вал редуктора

На входной вал редуктора выбирается упругая муфта с торообразной неразрезной оболочкой по ГОСТ 20 884–82 ([4]/cтр. 352)

Параметры первой полумуфты:

Крутящий момент .

Частота вращения .

Присоединительный размер муфты на валу электродвигателя:. ([3]/П1)

Габаритные размеры полумуфты: и. ([4]/табл. 15.4)

Смещение осей валов:, и; ([4]/табл. 15.4)

радиальное смещение;

угловое смещение;

осевое смещение.

Тип исполнения соединения первый, на отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

Параметры второй полумуфты:

Присоединительный размер полумуфты на входной вал:

Габаритные размеры полумуфты: и ([4]/табл. 15.4)

Крутящий момент

Частота вращения Тип исполнения соединения первый, на отверстие муфты под соединения имеет цилиндрический вид.

Смещение осей валов:, и ([4]/табл. 15.4)

Находим основные размеры муфты:

где

— крутящий момент на валу (берется из кинематического расчета)

— допустимое касательное напряжение Проверяем оболочку на прочность в кольцевом сечении диаметром :

где

([4]/cтр. 354)

([4]/cтр. 354)

Результат считаем удовлетворительным.

4.2 Муфта на выходной вал редуктора

На выходной вал редуктора выбирается муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП) по ГОСТ 21 424–93 ([4]/cтр. 348).

Где: 713,8 — крутящий момент на выходном валу

К =1,3 — коэффициент режима работы ([4]/стр. 345)

Количество пальцев подбирается согласно таблице ([4]/табл. 15.2)

Пальцы располагают так чтобы выполнялось следующее условие:

где

— количество пальцев в муфте ([4]/табл. 15.2)

([4]/табл. 15.2) — диаметр отверстия под упругий элемент

([4]/табл. 15.2)

Расчет удовлетворителен.

Проводится проверка упругого элемента на смятие:

где

— крутящий момент

— диаметр пальца ([4]/табл. 15.2)

— длина упругого элемента ([4]/табл. 15.2)

— допустимое напряжение ([4]/стр. 349)

Расчет удовлетворителен.

Проводится проверка упругого элемента на изгиб:

Пальцы муфты изготавливаются из стали 45.

— допустимое напряжение изгиба

— предел текучести материала пальцев,

— зазор между полумуфтами, принимаем равным

Расчет удовлетворителен.

Частота вращения.

Присоединительный размер муфты:. ([4]/табл. 15.2)

Габаритные размеры муфты: и ([4]/табл. 15.2)

Смещение осей валов:, и ([4]/табл. 15.2)

радиальное смещение;

угловое смещение;

осевое смещение.

5. Выбор системы смазки и смазочных материалов

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Так как скорость скольжения червяка V=3,4 м/с не превышает 12,5 м/с, следовательно, в данном редукторе наиболее благоприятной будет картерная система смазки. Смазка происходит методом погружения вращающихся деталей в масляную ванну. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которые покрывают поверхность расположенных внутри корпуса детали.

Для разбрызгивания масла на входной вал ставится крыльчатка. Уровень масла контролируется с помощью маслоуказателя. Пробка в нижней части редуктора предназначена для слива масла. В пробке смотровой крышки предусмотрены отверстия для выхода избытка воздуха из редуктора в атмосферу.

Определяется расчетное значение объема заливаемого масла по формуле:

ширина масляной ванны,

высота масляной ванны,

длина масляной ванны,

Для смазки редуктора используется авиационное масло МС-22 по ГОСТ 20 799–75 для гидравлический систем, работающее при температуре 100С.

6. Предварительный подбор шпонок и расчет шпонок

электродвигатель вал зубчатый подшипник Выбираются призматические шпонки по ГОСТ 23 360–78, размеры которых определяются исходя из диаметра вала. Размеры шпонок представлены в таблице 3 ([2] табл. 8.9)

В качестве материала для шпонок выбираем сталь 45, улучшенная до 230НВ. Проверка шпонок проводится на смятие рабочей поверхности. Расчет будет проходить по формуле:

гдедопустимое напряжение смятия для стали 45 ([2] стр. 170)

Определяется прочность шпонки на входном валу под муфтой:

Результат удовлетворителен. Определяется прочность шпонок на выходном валу под муфтой:

Результат удовлетворителен Определяется прочность шпонки на промежуточном валу под червячным колесом:

Результат удовлетворителен Определяется прочность шпонки на выходном валу под зубчатым колесом:

Результат удовлетворителен.