Проектирование привода скребкового конвейера

1. Энергетический и кинематический расчёты привода привод сребковый конвейер

1.1 Общий КПД привода

(1)

Где — кпд зубчатой цилиндрической передачи;

— кпд зубчатой конической передачи;

— кпд пары подшипников;

— кпд муфты;

.

1.2 Необходимая мощность электродвигателя

квт, (2)

квт.

1.3 Общее передаточное отношение (предварительно)

(3)

Где — передаточное отношение редуктора, ;

— передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи (предварительно), ;

.

1.4 Частота вращения вала электродвигателя

об/мин, (4)

об/мин.

1.5 Выбор электродвигателя Зная и выбираем электродвигатель из стандартных, при этом, а должно быть близко к. Принимаем электродвигатель аир 180 м6 мощностью квт и частотой вращения об/мин.

1.6 Кинематический расчёт

1.6.1 Фактическое передаточное отношение

(5)

.

Передаточное отношение зубчатой цилиндрической передачи

(6)

.

1.6.2 Частота вращения на валах привода

об/мин,

об/мин,

об/мин.

1.6.3 Угловые скорости на валах привода

рад/с, (7)

Где — частота вращения — го вала;

рад/с,

рад/с,

рад/с,

рад/с.

1.6.4 Мощность на валах привода

квт,

квт,

квт,

квт.

1.6.5 Вращающий момент на валах привода

нм, (8)

нм,

нм,

нм,

нм.

Результаты кинематического расчёта сведём в таблицу 1.

Таблица 1 — кинематические параметры

2. Расчёт открытой цилиндрической зубчатой передачи

2.1 Выбор материала зубчатых колёс, термообработки и твёрдости Для шестерни выбираем сталь 40х, термообработка — улучшение, твердость .

Для колеса выбираем сталь 40х, термообработка — улучшение, твердость .

2.2 Определение числа циклов нагружения зубьев Число циклов нагружения зубьев при постоянном нагружении механизма:

Для шестерни

(9)

Для колеса

(10)

Где , — частота вращения соответственно шестерни и колеса, об/мин,

соответствует частота вращения 3-го вала, — 4-го;

— срок службы механизма, ч, определяется по формуле (11).

ч, (11)

Где — ресурс, задается в годах, лет;

— число рабочих смен в сутки, ;

— продолжительность смены, ч, ч;

— коэффициент использования времени в течении года, ;

— коэффициент использования времени в течении смены, .

ч.

.

.

2.3 Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на усталостную изгибную прочность Для шестерни

(12)

Для колеса

(13)

Где — предел выносливости зубьев при изгибном нагружении, мпа:

Для шестерни

мпа (14)

мпа, Для колеса

мпа, (15)

мпа;

— коэффициент безопасности;

— коэффициент реверсивности, при нереверсивной передаче ;

— коэффициент долговечности:

Для шестерни

(16)

Для колеса

(17)

Где — базовое число циклов нагружения;

принимается в диапазоне .

принимаем ;

принимаем .

По формулам (12) и (13):

мпа,

мпа.

2.4 Определение нормального модуля из условия изгибной усталостной прочности Нормальный модуль определяется по формуле:

мм, (18)

Где — вращающий момент на валу шестерни, нм;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

— коэффициент формы зуба, определяется для шестерни и колеса по таблице;

— число зубьев шестерни, принимается ;

— коэффициент ширины зубчатого венца, принимается по таблице;

— коэффициент учитывающий повышение прочности зубьев на изгиб косозубых колёс по сравнению с прямозубыми, ;

В формулу (18) подставляется большее из отношений и. Принимаем, тогда .

.

мм, принимаем стандартный модуль 5 мм.

2.5 Диаметр делительной окружности Шестерни

мм, (19)

мм.

Колеса

мм,(20)

мм.

2.6 Диаметр окружности вершин зубьев Шестерни

мм, (21)

мм.

Колеса

мм,(22)

мм.

2.7 Диаметр окружности впадин зубьев Шестерни

мм, (23)

мм.

Колеса

мм, (24)

мм.

2.8 Ширина зубчатого венца Колеса

мм, (25)

мм.

Шестерни

мм, (26)

мм.

2.9 Межосевое расстояние

мм, (27)

мм.

2.10 Окружная скорость зубчатых колёс

м/с, (28)

Где — угловая скорость на валу шестерни;

м/с.

По полученному значению окружной скорости принимаем степень точности передачи равную 9.

2.11 Силы в зацеплении Окружные

н, (29)

н.

Радиальные

н, (30)

Где — угол зацепления, при эвольвентном зацеплении ;

н.

2.12 Напряжения изгиба Шестерни

мпа, (31)

Где — коэффициент учитывающий наклон зубьев, для прямозубых зубчатых колёс ;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями, для прямозубых колёс ;

— коэффициент динамической нагрузки, определяется по таблице;

мпа.

Колеса

мпа, (32)

мпа.

Полученные значения напряжений изгиба не превышают допустимых — прочность обеспечена.

2.13 Конструирование зубчатого колеса

2.13.1 Обод Наибольший диаметр найден по формуле (22).

Толщина обода, но не менее 8 мм.

Внутренний диаметр зубчатого венца

мм.

Фаска на торце зубчатого колеса мм.

2.13.2 Ступица Внутренний диаметр ступицы равен соответствующему диаметру вала, который ориентировочно определяется по формуле:

Для выполнения ориентировочного расчёта принимают пониженные значения допускаемых напряжений: мпа.

мм.

Наружный диаметр ступицы, .

Длина ступицы мм.

2.13.3 Диск Толщина диска колеса мм.

Диаметр центровой окружности

мм.

Диаметр отверстий мм.

3. Расчёт закрытой конической зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колёс, термообработки и твёрдости Для шестерни выбираем сталь 40х, термообработка — улучшение, твердость .

Для колеса выбираем сталь 40х, термообработка — улучшение, твердость .

3.2 Определение числа циклов нагружения зубьев Число циклов нагружения зубьев при постоянном нагружении механизма аналогично расчёту в пункте 2.2 для открытой цилиндрической передачи.

.

.

3.3 Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на усталостную изгибную прочность Расчёт аналогичен пункту 2.3. По формулам (16) и (17) получим:

принимаем ,

принимаем .

По формулам (12) и (13):

мпа,

мпа.

3.4 Допускаемые напряжения при расчёте зубьев на усталостную контактную прочность Для шестерни

мпа, (33)

Для колеса

мпа,(34)

Где — предел выносливости зубьев при контактном нагружении, мпа;

— коэффициент безопасности;

— коэффициент долговечности:

Для шестерни

(35)

Для колеса

(36)

Где — базовое число циклов нагружения зубьев;

принимаем ,

принимаем .

мпа,

мпа, в качестве допускаемого контактного напряжения принимаем .

3.5 Углы делительных конусов Для шестерни

(37)

;

Для колеса

(38)

.

Принимаем число зубьев шестерни и число зубьев колеса .

3.6 Внешний делительный диаметр колеса

мм,(39)

Где — вращающий момент на валу колеса, нм;

— передаточное отношение передачи;

— коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба, принимается по таблице в зависимости от коэффициента ширины зубчатого венца

;

— коэффициент, учитывающий вид конических зубчатых колёс;

— допускаемое контактное напряжение, мпа;

мм, принимаем стандартное значение делительного диаметра колеса мм и ширины зубчатого венца мм.

3.7 Внешнее конусное расстояние

мм, (40)

мм.

3.8 Среднее конусное расстояние

мм, (41)

мм.

3.9 Внешний окружной модуль

мм, (42)

мм.

3.10 Средний окружной модуль

мм,(43)

мм.

3.11 Делительный диаметр шестерни Средний

мм, (44)

мм;

Внешний

мм, (45)

мм.

3.12 Внешний диаметр окружности вершин зубьев Шестерни

мм, (46)

мм;

Колеса

мм, (47)

мм.

3.13 Внешний диаметр окружности впадин зубьев Шестерни

мм, (48)

мм;

Колеса

мм, (49)

мм.

3.14 Окружная скорость зубчатых колёс

м/с, (50)

м/с.

Степень точности передачи равна 8.

3.15 Угол головки зуба

(51)

.

3.16 Угол ножки зуба

(52)

.

3.17 Углы конусов вершин зубьев Шестерни

(53)

;

Колеса

(54)

.

3.18 Углы конусов впадин Шестерни

(55)

;

Колеса

(56)

.

3.19 Окружная сила на шестерне и колесе

н, (57)

н.

3.20 Осевая сила на шестерне, радиальная сила на колесе

н, (58)

н.

3.21 Радиальная сила на шестерне, осевая сила на колесе

н, (59)

н.

3.22 Расчётное контактное напряжение

мпа, (60)

мпа.

Расчётное контактное напряжение превышает допустимое.

Перегрузка:

.

Перегруз не превышает 5%.

3.23 Расчётное напряжение изгиба Для шестерни

мпа, (61)

Где — определятся по таблице для шестерни и колеса по эквивалентному числу их зубьев и ;

мпа;

Для колеса

мпа, (62)

мпа.

Полученные напряжения изгиба не превышают допустимых.

4. Расчёт и конструирование валов редуктора

4.1 Предварительная компоновка редуктора На рисунке (1) представлена предварительная компоновка конического редуктора.

Рисунок 1 — компоновка редуктора Где мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм.

4.2 составление расчётных схем валов

4.2.1 схема вала шестерни Рисунок 2 — схема вала шестерни Исходные данные:

н;

н;

н;

н· м;

мм;

мм;

мм;

мм;

Материал вала — сталь 40х.

4.2.2 Схема вала колеса Рисунок 3 — схема вала колеса Исходные данные:

н;

н;

н;

н;

н;

н· м;

мм;

мм;

мм;

мм;

Материал вала — сталь 40х.

4.3 Расчет валов из условия совместного кручения с изгибом и определение диаметров участков валов

4.3.1 Расчёт вала колеса Схема сил, действующих на вал в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюры, полученные в результате приближенного расчета вала, приведены на рисунке 4.

Рисунок 4 — эпюры Определим реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

.

Строим эрюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

н· мм;

н· мм;

н· мм.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка:

.

Строим эрюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

н· мм;

н· мм;

н· мм.

Проверка:

н· мм;

н· мм.

Определим суммарные реакции опор.

н, (63)

н.

н, (64)

н.

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

н· мм, (65)

н· мм;

н· мм;

н· мм.

Строим эпюру крутящих моментов, действующих от точки 1 до точки 3.

н· м, (66)

н· м.

Строим эпюру эквивалентных моментов.

н· мм, (67)

н· мм;

н· мм;

н· мм;

н· мм;

.

Определяем диаметры вала в сечениях.

мм, (68)

Где — допускаемое напряжение изгиба, мпа,

мпа, (69)

Где — предел выносливости материала вала при симметричном цикле нагружения, мпа;

— требуемый коэффициент запаса прочности;

— коэффициент концентрации напряжений;

мпа.

По формуле (68) получим:

мм;

мм;

мм.

4.3.1 Расчёт вала шестерни Схема сил, действующих на вал в вертикальной и горизонтальной плоскостях, и эпюры, полученные в результате приближенного расчета вала, приведены на рисунке 5.

Рисунок 5 — эпюры

Определим реакции опор в вертикальной плоскости:

Проверка:

.

Строим эрюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

н· мм;

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости:

Проверка:

.

Строим эрюру изгибающих моментов от сил, действующих в вертикальной плоскости:

н· мм;

н· мм.

Определим суммарные реакции опор по формуле (63) и (64).

н.

н.

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов по формуле (65).

н· мм;

н· мм;

.

Строим эпюру крутящих моментов, действующих от точки 1 до точки 4 по формуле (66).

н· м.

Строим эпюру эквивалентных моментов по формуле (67).

н· мм;

н· мм;

н· мм;

Определяем диаметры вала в сечениях по формуле (68).

мпа, так как материал валов выбран одинаковый.

По формуле (68) получим:

мм;

мм;

мм.

4.4 Конструирование валов редуктора

4.4.1 Вал колеса С учётом ослабления концевого участка вала шпоночным пазом увеличиваем диаметр на 10%. Принимаем диаметр под зубчатое цилиндрическое колесо мм.

Переход от к диаметру вала под подшипник —, выполнен с помощью галтели, тогда будет определятся:

мм, (70)

Где — высота заплечика;

мм, так как диаметр под подшипники необходимо выбирать кратным 5, принимаем мм.

Диаметр вала под коническое зубчатое колесо определим по формуле (71).

мм, (71)

мм.

Диаметр буртика:

мм, (72)

мм.

Эскиз вала колеса представлен на рисунке 6.

Рисунок 6 — эскиз вала колеса

4.4.2 Вал шестерни В случае небольшого диаметра зубчатого колеса целесообразно выполнить вал-шестерню (см. Рисунок 7).

мм, так как диаметр под подшипники необходимо выбирать кратным 5, принимаем мм. Конец вала под крепление муфты принимаем равным 32 мм.

Рисунок 7 — эскиз вала шестерни

5. Подбор подшипников валов редуктора

5.1 Вал шестерни Для конического редуктора подбираем роликовые конические подшипники. Расчётная схема дана на рисунке 8.

Рисунок 8 — схема расположения подшипников А) предварительно принимаем подшипник 7207а.

Б) для выбранного подшипника по таблице определяем: — динамическая грузоподъёмность, — коэффициент осевого нагружения и — коэффициент осевой нагрузки.

В) по условиям эксплуатации подшипников принимают значения: -коэффициент вращения, — коэффициент безопасности, — температурный коэффициент и — коэффициент безопасности.

Г) определяем осевые составляющие и от радиальных нагрузок и соответственно.

н, (73)

Где — реакция в опоре, н;

н;

н.

Д) определяем результирующие осевые нагрузки на каждом подшипнике

н, н.

Е) для каждой опоры вычисляем отношение и сравниваем с коэффициентом, после чего определяем значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок., тогда и .

тогда и .

Ж) определяем эквивалентную динамическую нагрузку для каждого подшипника.

н, (74)

н;

н.

З) определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника.

ч, (75)

Где — частота вращения вала;

ч. Долговечность обеспечена так как полученное значение ч. Подшипник подобран правильно.

5.1 Вал колеса Расчётная схема дана на рисунке 8.

А) предварительно принимаем подшипник 7208а.

Б) для выбранного подшипника по таблице определяем: — динамическая грузоподъёмность, — коэффициент осевого нагружения и — коэффициент осевой нагрузки.

В) по условиям эксплуатации подшипников принимают значения: -коэффициент вращения, — коэффициент безопасности, — температурный коэффициент и — коэффициент безопасности.

Г) определяем осевые составляющие и от радиальных нагрузок и соответственно.

н;

н.

Д) определяем результирующие осевые нагрузки на каждом подшипнике.

н, н.

Е) для каждой опоры вычисляем отношение и сравниваем с коэффициентом, после чего определяем значения коэффициентов радиальной и осевой нагрузок., тогда и .

тогда и .

Ж) определяем эквивалентную динамическую нагрузку для каждого подшипника.

н;

н.

З) определяем долговечность наиболее нагруженного подшипника.

ч. Долговечность не обеспечена так как полученное значение ч. Подшипник подобран не правильно.

Принимаем подшипник 7308а.

;

;

.

Тогда н, н.

н, н.

тогда и. , тогда и .

н, н.

ч. Долговечность обеспечена так как полученное значение ч. Подшипник подобран правильно.

6. Подбор муфты Муфты выбирают по назначению и по передаваемой заданной мощности. Муфты для передачи заданной мощности выбирают по расчётному крутящему моменту, который определяется по формуле:

н· м, (76)

Где — коэффициент режима работы;

— крутящий момент на валу;

н· м.

Основной характеристикой муфт является номинальный крутящий момент. Размеры муфт при разных стандартных значениях номинальных крутящих моментов приводятся в таблицах гостов. При выборе муфт должно быть выполнено условие .

По госту выбираем упругую втулочно — пальцевую муфту 250 — 32 — 1 у3 ГОСТ 21 424– — 93.

7. Выбор смазочного материала Важнейшей характеристикой масла является его вязкость. По номограмме для выбора вязкости масла определяем, что вязкость при рабочей температуре, а при температуре, тогда по подбираем индустриальное масло по ГОСТ 20 799–88 и — л — а — 68.

Наиболее простым способом смазывания подшипников является разбрызгивание масла из масляной ванны.

Список использованных источников

1. Прокофьев, Г. Ф. Конструирование приводов технологических машин: учебное пособие для вузов / г. ф. прокофьев, н.и. дундин, н.ю. микловцик. — архангельск: изд-во архангельского гос. Техн. Ун-та, 2007. — 505 стр.