Проектирование приводной станции подвесного конвейера

Министерство Образования Российской Федерации Самарский государственный технический университет Кафедра «Механика»

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

На тему: «Проектирование приводной станции подвесного конвейера»

Самара 2007 г.

1. Задание

Спроектировать приводную станцию подвесного конвейера.

Окружное усилие на звездочке F=5кН.

Скорость цепи V=1,3м/с.

Число зубьев Z=7.

Шаг звездочки t=100мм.

Срок службы привода LГ=5 лет.

Коэффициент использования передачи в течение года КГ=0,8.

Коэффициент использования передачи в течение суток КС=0,29.

Тип производства редуктора рамы — мелкосерийное.

2. Кинематический расчет

2.1. Определение мощности на выходном валу

Рвых.=FV10−3=51 031,310−3=6,5 кВт.

2.2. Определение потребной мощности электродвигателя

Рэ потр= Рвых./общ

где .общ — общий КПД привода.

общ=.123…,

где.1,2,3… — КПД передач, подшипников, муфт.

общ=3зуб5подш2м

Значения КПД механических передач берем из таблицы 1.1 1:

КПД зубчатой передачи: зуб=0,96;

КПД подшипников: подш=0,99;

КПД муфты: м=0,98.

КПД цеп.: ц=0,95

Тогда: общ=0,9630,9950,982 0,95=0,7670,76.

Рэ потр= 6,5/0,76=8,47 кВт.

2.3. Определение потребной частоты вращения выходного вала

где Z =7- число зубьев, t =100- шаг звездочки,

v=1,3-скорость ленты

Частота вращения ротора двигателя будет определяться по формуле:

дв=выхUП,

где UП= UбUт — передаточное число привода.

Передаточные числа механических передач берем из таблицы 2 2:

Uб=3…5=3 — передаточное число быстроходной ступени редуктора;

Uт=2…5=2,5 — передаточное число тихоходной ступени редуктора.

UП= 3 2,5=7,5

тогда

nдв=111,47,5=835 об/мин.

2.4. По найденным величинам потребной мощности двигателя и потребной частоты вращения ротора электродвигателя из таблицы 3 2 выбираем электродвигатель с ближайшими большими параметрами тех же величин. Это электродвигатель 4АС200L6У3, у которого: Р=11кВт, n=975 об/мин.

2.5. Уточняем фактические передаточные числа привода

Uобщ. ф=n/nвых=975/111,4=8,74

Из стандартного ряда, приведенного на стр. 4 2, выбираем ближайшее значение передаточного числа редуктора: Uред=7,2.

Производим разбивку передаточного числа редуктора по ступеням редуктора. Uред=UБUТ. Поскольку редуктор соосный, то передаточное число тихоходной передачи

Из того же стандартного ряда принимаем передаточное число тихоходной ступени редуктора Uт=4. Тогда передаточное число быстроходной ступени редуктора будет:

Uб= Uред/UТ=7,2/2,5=3

Передаточное число на внешнем выходном валу:

Uвн.вых=Uред/Uобщ. ф= 7,2/8,74=0,82.

2.6. Расчет частот вращения Частота вращения ротора электродвигателя n=975 об/мин.

Частота вращения входного вала редуктора:

n1Б=n=975 об/мин.

Частота вращения промежуточного вала редуктора:

n2Б= n1Т= n1Б/ UБ=975/3=325об/мин.

Частота вращения выходного вала редуктора:

n2Т= n1Т/ UТ=325/2,5=130 об/мин.

Частота вращения внешнего выходного вала барабана:

nвыходн.= n2Т/ Uвн. вых=130/0,82=158 об/мин.

2.7. Расчет вращающих моментов Вращающие моменты найдем через передаточные числа вала. Предварительно необходимо определить вращающий момент ротора электродвигателя по формуле где Р — потребная мощность электромотора;

n — частота вращения выбранного электромотора.

Нм.

Вращающий момент на входном валу:

ТБ1=Тподшм=82,90,990,98=78Нм.

Вращающий момент на промежуточном валу:

Т2Б= Т1Т=Т1Б UБзубподш=7830,960,99=222,49 Нм.

Вращающий момент на выходном валу редуктора:

Т2Т=Т1Т UТзубподш=222,492,50,960,99=528,64 Нм.

Вращающий момент на внешнем выходном валу редуктора:

Твн. вых=Т2т Uвн. выхподш=5280,820,99=2415,79 Нм.

3. Расчет зубчатых передач

3.1. Выбор материала и термической обработки

Материал для всех зубчатых колес одинаковый — сталь 40Х; термообработка: колесо и шестерня быстроходной передачи: колесо подвергается улучшению НВ235…320 (принимаем НВ=280); шестерняулучшению и закалке ТВЧ (принимаемНВ=300, HRC=50) колесо и шестерня тихоходной передачи подвергаются улучшению и закалке ТВЧ НRCЭ45…55 (принимаем НRCЭ1 =55,HRCЭ2=50).

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений

(*)

где нlim — предел выносливости поверхности зубьев;

для бысроходной передачи нlim=1,8НВ+67=1,8300+67=607 МПа.

для тихоходнойпередачи нlim=14НRCЭ+170=14 940+170=854МПа.

Sн=1,1 — коэффициент безопасности;

КHL — коэффициент долговечности.

(**)

NHO — базовое число циклов, определяемое по графику рис. 2 2. NHO=28 106 циклов

N — действительное число циклов изменения напряжений, определяется по формуле:

N=60ntc

где: с=1 — число зубчатых колес, находящихся в зацеплении с шестерней;

t — продолжительность работы передачи под нагрузкой в часах.

t=365LгKг24Kc

где: Lг=5лет — срок службы привода.

Kг=0,8 — коэффициент использования передачи в течение года.

Kc=0,29 — коэффициент использования передачи в течение суток.

t=36 550,8240,29=10 162.

N1Б=60n1Бtc=60 920 101 621=560920320

N2Б=60n2Бtc=60 292 101 621=178038240

NТ1=NБ2=112 118 064 (т.к. это один и тот же промежуточный вал).

N2Т=60n2Тtc=6 073 101 621=44509560

Так как все полученные значения N>NHO, коэффициент долговечности КHL=1.

Подставив значения КHL в формулу (*) получим соответствующие значения допустимых контактных напряжений н.

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

3.3. Допускаемое напряжение на изгиб F

(*)

где: Flimпредел выносливости при изгибе, соответствующий базовому числу циклов NF=4106 перемены напряжений.

Flim=1,03НВ=1,3 280=288 МПа — для быстроходной передачи.

Flim=370 МПа — для тихоходной передачи.

SF=2 — коэффициент безопасности.

КFC=1 — коэффициент односторонней нагрузки на зубе.

КFL — коэффициент долговечности.

(**)

где: m=6, так как НВ350.

N — эквивалентное число циклов изменения напряжений (определены в п. 2.2.). причем, если N4106 принимают КFL=1, если N4106 принимают КFL2,08 и расчитывают по формуле (**).

NБ1=56 923 204 106,

КFLБ1=1;

NБ2=1 780 382 404 106,

КFLБ2=1;

КFLТ1= КFLБ2, так как NТ1= NБ2

КFLТ1=1;

NТ2=445 095 604 106,

КFLТ2=1.

Подставив найденные значения КFL в формулу (*), найдем допускаемые напряжения на изгиб F:

МПа.

МПа.

МПа.

МПа.

3.4 Из расчета на контактную прочность определяем межосевое расстояние по формуле н=0,45(н1+н2) — усредненное значение допускаемых контактных напряжений.

Т2 — вращающий момент на колесе зацепления;

КН — коэффициент концентрации нагрузки;

а — коэффициент, учитываеющий расположение колеса на валу.

Рассмотрим поочередно быстроходную и тихоходную передачи.

Быстроходная предачакосозубая.

(*)

где: Ка=430, так ка передача косозубая;

UБ=3- передаточное число быстроходной передачи;

ТБ2=222,49 — вращающий момент на колесе быстроходной передачи;

а =0,315, так как колесо несимметрично расположено относительно опор.

КН=1, так как нагрузка постоянная. (стр. 32 [1])

нБ=0,45(нБ1+нБ2)=0,45(551+519)=481МПа.

Подставляя найденные значения в формулу (*) найдем межосевое расстояние в быстроходной передаче:

мм.

Тихиходная передача

(**)

где: Ка=430,

UТ=2,5- передаточное число тихоходной передачи;

ТТ2=528 — вращающий момент на колесе тихоходной передачи;

а =0,4, так как колесо несимметрично расположено относительно опор.

КН=1, так как нагрузка постоянная.

нТ=0,45(нТ1+нТ2)=0,45(854+790)=740 МПа.

Подставляя найденные значения в формулу (**) найдем межосевое расстояние в тихоходной передаче:

мм Из стандартного ряда, приведенного на стр. 13 2, выбираем ближайшее большее значение межосевого рассояния быстроходной передачи: аБ=аТ=125 мм.

3.5. Модуль улучшенных зубчатых колес общего назначения принимают по формуле

m=(0,01…0,02)aБ=(0,01…0,02)125=2мм.

3.6 Определение числа зубьев Быстроходная передача.

Поскольку зацепление косозубое, предварительно выбираем угол наклона зубьев =10.

Число зубьев шестерни

Z1=

Число зубьев колеса Z2=Z1*Uб=30*3=90

уточняем угол наклона зубьев

=16

Тихоходная передача:

Число зубьев шестерни:

колеса Z2=35*2,5=87

Минимальное число зубьев быстроходной передачи Zmin Б=17/cos2=16

тихоходной передачи Zmin Т=17.

Так как ZБ1 ZminБ и ZТ1 ZminТ, следовательно подрез зубьев нигде не происходит.

Число зубьев колеса быстроходной передачи ZБ2= Z — ZБ1=120−24=96

тихоходной передачи ZТ2=Z — ZТ1=47−12=36,60

Фактическое передаточное число быстроходной передачи

11

что не превышает допустимых 4%.

тихоходной передачи что не превышает допустимых 4%.

3.7 Определяем диаметры колес Делительные диаметры быстроходная передача:

dБ1=ZБ1mБ/cos=244/cos10,8=246 мм.

dБ2=ZБ2mБ/cos=964/cos10,8=250мм.

Проверка: dБ1+ dБ2=2аБ

246+250=2250

500=500, равенство выполняется.

тихоходная передача:

dТ1=ZТ1mТ=246=165 мм.

dТ2=ZТ2mТ=476=335мм.

Проверка: dТ1+ dТ2=2аТ

165+335=2280

500=500, равенство выполняется.

Диаметры окружностей вершин и впадин:

Быстроходная передача:

Шестерни:

dБа1=dБ1+2mБ=91,4+25=114,53 мм.

dБf1=dБ121,25mБ=91,4−21,255=93.03 мм.

Колеса:

dБа2=dБ2+2mБ=+25=413.47 мм.

dБf2=dБ221,25mБ=468,4−21,255=352.5 мм.

Тихоходная передача:

Шестерни:

dТа1=dТ1+2mТ=108+26=175 мм.

dТf1=dТ121,25mТ=108−21,256=152.5 мм.

Колеса:

dТа2=dТ2+2mТ=452+26=345 мм.

dТf2=dТ221,25mТ=452−21,256= 322.5мм.

3.8 Рабочая ширина зубчатого венца Быстроходной передачи:

колеса: bБ2=ааБ=0,25 280=70 мм.

шестерни: bБ2=1,04 bБ1=1,470=м.

Тихоходной передачи:

колеса: bТ2=ааТ=0,4280=78.75 мм.

шестерни: bТ2=1,04 bТ1=1,4 112=78.75 мм.

3.9 Определение усилий в передачах Окружная сила Быстроходная передача:

Н.

Тихоходная передача:

Н.

Радиальная сила, Fr=Fttg/cos.

Быстроходная передача: =20; =10,8.

FrБ=FtБtg20/cos10,8=4775,10,364/0,982=1766,4 Н.

Тихоходная передача: =20; =0.

FrТ=FtТtg20/cos0=1766,40,364/1=5909,5 Н.

Осевая сила: Fа=Fttg.

Быстроходная передача: =10,8.

FаБ=FtБtg10,8=5909,50,191=864,6 Н.

Тихоходная передача: =0.

FаТ=FtТtg0=162 350=0.

3.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба Должны выполняться следующие неравенства:

F2=KFKFKFVYYF2Ft/(b2m) F2

где: KF — коэффициент неравномерности распределения нагрузки между зубьями;

KF — коэффициент, учитывающий расположение шестерни относительно опор;

KFV — коэффициент динамической нагрузки;

Y — коэффициент наклона зуба;

YF2 — коэффициент формы зуба колеса;

F2 — допускаемое напряжение на изгиб колеса.

F1=F2YF1 /YF2 F1

где: YF1 — коэффициент формы зуба шестерни;

F1 — допускаемое напряжение на изгиб шестерни.

Степень точности колес принимаем по таблице 8 2 в зависимости от окружной скорости колеса.

V=d2n2/60

VБ=dБ2nБ2/60=3,140,4 775 184/60=3,5 м/с.

VТ=dТ2nТ2/60=3,140,86 446/60=0,991 м/с.

VБ 4м/с и VТ4м/с, значит все колеса и шестерни выполнены по 9-й степени точности.

Быстроходная передача:

FБ2=KFБKFБKFVБYБYFБ2FtБ/(bБ2mБ) FБ2. (*)

KFБ=1,0 определяется через степень точности колес (стр 162).

KFБ определяется по таблице 9 2 через d и расположение шестерни относительно опор. Расположение шестерни несимметричное.

а=0,25; d=0,5а (UБ+1)=0,50,256=1,17

KFБ=1,17.

KFVБ — определяется по таблице 10 2 по степени точности колес, твердости 350НВ и окружной скорости VБ=4. KFVБ=1.

YБ вычисляют по формуле: YБ=1-/140=1−10,8/140=0,9267.

YFБ2 определяется по таблице 112 через количество зубьев колеса и смещение зуборезного инструмента (х) при нарезании колеса. х=0.

YFБ2=3,61.

Подставив найденные значения в формулу (*) получим:

FБ2=11,171,00,92 253,614955,9/(705)=21,9145 МПа.

FБ2=15,28FБ2=268, условие выполняется.

FБ1=FБ2YFБ1 /YFБ2 FБ1

YFБ1 определяется также как и YFБ2. YFБ1=3,61.

FБ1=15,283,9 /3,61=53,6013 МПа.

FБ1=53,6013FБ1=370, условие выполняется.

Тихоходная передача:

FТ2=KFТKFТKFVТYТYFТ2FtТ/(bТ2mТ) FТ2. (**)

KFТ=1,0.

KFТ=1,3.

KFVТ=1,0.

YТ=1.

YFТ2=3,61.

Подставив найденные значения в формулу (**) получим:

FТ2=11,3113,6 116 235/(1126)=21,91 МПа.

FТ2=37,79FБ2=370, условие выполняется.

FТ1=FТ2YFТ1 /YFТ2 FБ1

YFТ1 определяется также как и YFТ2. YFТ1=3,70.

FТ1=37,793,7 /3,61=53,6 МПа.

FТ1=53,6FТ1=370, условие выполняется.

3.11 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям Должно выполняться условие:

где: КН — коэффициент, учитывающий вид передачи.

КН — коэффициент концентрации нагрузки.

КНV — коэффициент динамической нагрузки.

Бысроходная передача:

(*)

где: КНБ=1,1 — так как передача косоубая.

КНБ=1 (см. П2.4.)

КНVБ принимаем по таблице 12 2 через окружную скорость V=4,51 и степень точности колеса — 9-я.

КНV Б=1,05.

нБ=470 МПа (см. П2.4.).

МПа.

НБ=486,36 470=нБ, условие выполняется.

Тихоходная передача:

(**)

Все коэффициенты и допускаемое напряжение определяются также как и для быстроходной передачи.

КНТ=1,0, так как передача прямозубая КНТ=1,0,

КНV Т=1,05.

нТ=791 МПа (см. П2.4.).

МПа.

НТ=778,18 791=нТ, условие выполняется.

4. Предварительный расчет валов

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего: Т1Б=953,76 кНм

промежуточного: Т2Б=Т1Т=2719,37 кНм.

Ведомого: Т2Т=1335,27 кНм.

Диаметры валов определяем по формуле:

где: []=20 Н/мм2 — допускаемое напряжение на кручение.

Диаметр выходного конца ведущего вала:

мм.

Примем dВ1=0,75dДВ40мм, диаметры шеек под подшипники dП1=45мм, под ведущей шестерней d1=50мм.

У промежуточного вала расчетом на кручение определяем диаметр сечения под колесом.

мм.

Принимаем dв2=80мм., диаметр под подшипниками dП2=70мм.

Диаметр ведомого вала под колесом:

мм.

Принимаем dв3=100мм, диаметр под подшипники dП3=80мм.

5. Конструктивные размеры шестенрней и колес

Быстроходная передача:

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр и ширина ступицы колеса:

dст21,6 dв2=1,680=128мм.

lст (1,2…1,5)dв2=(1,2…1,5)80=76…98мм.

Принимаем lст=90мм.

Толщина обода 0=(2,5…4)mnБ=(2,5…4)5=12,5…20мм;

Принимаем 0=18мм.

Толщина диска С=0,3b2=0,370=21мм.

Тихоходная передача:

Шестерню изготовляем без ступицы.

Диаметр и ширина ступицы колеса:

dст21,6 dв3=1,6100=160мм.

lст= bт2=112мм.

Толщина обода 0=(2,5…4)mnБ=(2,5…4)6=15…24мм;

Принимаем 0=20мм.

Толщина диска С=0,3bт2=0,3112=34мм.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок

=0,025а+3=0,25 280+3=10мм.

1=0,02а+3=0,2 280+3=8,6 мм.

Принимаем =1=10мм.

Толщина фланцев

корпуса: b=1,5=15мм;

крышки: b1=1,51=15мм;

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки: р=2,35=23,5 мм.

Диаметр фундаментальных болтов: d1=(0,03…0,036)a+12=22мм.

Диаметр болтов у подшипников: d2= (0,7…0,75)d1=16мм.

Диаметр болтов, соединяющих основание корпуса с кышкой: d3=(0,5…0,6) d2=14мм.

Ориентировочно намечаем для валов шариковые радиально-упорные подшипники, подбирая их по диаметрам посадочных мест:

36 309, 36 314, 36 316.

7. Уточненный расчет промежуточного вала

Промежуточный вал установлен в шариковых радиально-упорных подшипниках 36 314.

Из предыдущих расчетов известно:

FtБ=4775,1 Н, FгБ=1766,4 Н, FаБ=864,6 Н; FtТ=16 235Н, FгТ=5909,5 Н, FаТ=0; d2Б=468,6 мм, d1Т=108мм; расстояние между колесом и шестерней: b=196мм, расстояния от подшипников до зубчатых колес: a=75,5 мм; с=90,5 мм, Частота вращения промежуточного вала n=184 об/мин.

Усилия FtБ и FtТ будут направлены в разные стороны.

Опорные реакции в вертикальной плоскости от радиальных сил FгБ, FгТ и осевых сил FаБ и FаТ.

Моменты от осевых сил: МБ=FаБ d2Б/2=949,30,4686/2=222,4 Нм; МТ= FаТ d1Т/2=0.

2=0

RУ1(a+b+c) + МБ+ FгБ (b+c)+ FгТc=0

Откуда RУ1=3845,5 H.

1=0

RУ2(a+b+c) FгТ (b+a) + МБ FгБa=0

Откуда RУ2=5101,1 H.

Изгибающие моменты от сил FгБ, FгТ и моментов МБ и МТ.

При у1=а Му1= RУ1а=290,3 Нм.

0у2a+b; МУ2= RУ1у2 — МБ — FгБ (у2-а)

при у2=0 МУ2=83,7Нм.

При у2=а+b МУ2=461,7 Нм.

При у3=с Му3= RУ2с=461,7 Нм.

Опорные реакции в горизонтальной плоскости от окружных сил FtБ и FtТ.

2=0

RХ1(a+b+c) + FtБ (b+c) — FtТc=0

Откуда RX1=960,9 H.

1=0

RХ2(a+b+c) FtТ (b+a) + FtБ a=0

Откуда RX2=13 615,9 H.

Изгибающие моменты от сил FtБ и FtТ.

При х1=а МХ1= RХ1а=72,5 Нм.

При х2=с МХ2= RХ2с=1232,2 Нм.

Суммарные реакции в подшипниках:

R1==3963,7Н. R2==14 540Н.

Суммарные изгибающие моменты в сечениях под колесом и шестерней:

МК==299,2Нм. МШ==1315,9Нм Больший изгибающий момент находится в сечении под шестерней, следовательно в этом сечении определяем эквивалентный момент.

МЭКВ= =1755,1Нм.

Диаметр вала в опасном сечении:

z

Му

???

Мх???

Мz

8. Компоновка редуктора

корпус редуктор колесо смазка

Размещаем подшипники ведущего и ведомого валов в средней опоре, приняв расстояние между их торцами 8 мм.

Принимаем зазоры между торцами колес и средней опорой, а также между торцами колес и внутренней стенкой корпуса 12 мм.

Размещаем подшипники в корпусе редуктора, углубив их от внутренней стенки корпуса на 5 мм.

Для фиксации зубчатых колес на валах предусматривается буртик. Промежуточный вал с той же целью делаем утолщенным. Таким образом каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в утолщение вала, а с другой — с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником.

Для передачи вращающих моментов применяем шпонки призматические.

Для ведущего и промежуточного вала — со скругленными торцами, для ведомого вала — без скругленных тоцев.

Ведущий вал 40 bhl=12 863 мм

50 bhl=16 863 мм Промежуточный вал 80 bhl=2 816 100 мм, Ведомый вал 100 bhl=221 463 мм т.к. условие прочности для одной шпонки не выполняется, необходимо установить две шпонки под углом 180.

60 bhl=221 463 мм Основание корпуса и крышку фиксируют относительно друг друга двумя коническими штифтами 1240, устанавливаемыми без зазора до расточки гнезд под подшипники. Выбираем способ смазки: зубчатые зацепления окунанием зубчатых колес в масляную ванну, подшипники — тем же маслом за счет его разбрызгивания.

.ur