Проектирование редуктора для ленточного конвейера

Техническое задание

1. Кинематический расчет привода

1.1 Кинематический анализ схемы привода

1.2 Мощность на приводном валу барабана

1.3 Общий коэффициент полезного действия привода

1.4 Потребная мощность электродвигателя

1.5 Частоты вращения барабана

1.6 Определяем частоту вращения электродвигателя

1.7 Уточнение передаточных чисел редуктора

1.8 Определение вращающих моментов на валах привода

2. Расчет цилиндрического редуктора

2.1 Расчёт цилиндрической ступени

2.2 Расчёт червячной ступени

2.3 Расчет цепной передачи

3. Расчёт валов

3.1 Ориентировочный расчёт валов

3.2 Быстроходный вал

4. Расчёт долговечности подшипников

4.1 Расчетный ресурс подшипника

5. Расчёт соединений

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора

7. Выбор смазочных материалов и системы смазки

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также подобрать муфты, двигатель, спроектировать раму. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи — червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной — с конвейером.

1. Кинематический расчет редуктор подшипник привод конвейер Проведем кинематический расчет привода ленточного конвейера, схема которого изображена на рис. 1, при заданном окружном усилии на барабане Ft=3 кH, окружной скорости V=0,1 м/с и диаметре барабана D=350 мм.

Рисунок 1 — Схема привода ленточного конвейера

1.1 Кинематический анализ схемы привода Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого червячного редуктора и приводного барабана. Червячная передача служит для передачи мощности от первого (I) вала ко второму (II) и от второго (II) вала ко третьему (III). При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

1.2 Мощность на приводном валу барабана (мощность полезных сил сопротивления на барабане)

1.3 Общий коэффициент полезного действия привода

[1,стр 5]

— общий КПД привода;

= 0,98 — КПД муфты; [1,стр 6, табл 1.1]

= 0,8 — КПД червячной передачи; [1,стр 6, табл 1.1]

= 0,99 — КПД подшипников качения; [1,стр 6, табл 1.1]

1.4 Потребная мощность электродвигателя (мощность с учетом вредных сил сопротивления):

1.5 Частоты вращения барабана (третьего вала) об/мин.

1.6 Определяем частоту вращения электродвигателя

[1,стр 5]

где — требуемая частота вращения вала электродвигателя;

= 15 — передаточное число червячной 1 ступени;

= 10 — передаточное число червячной 1 ступени;

об/мин.

По значению и выбираем электродвигатель АИР 90LB8/695 (табл. 24.9 стр. 417табл 24.19). и

1.7 Уточнение передаточных чисел редуктора

[1,стр 8]

где передаточное число редуктора;

1.8 Определение вращающих моментов на валах привода.

[1,стр 9]

2. Расчет редуктора

2.1 Расчет первой червячной ступени Исходные данные:

График нагрузки Выбор твердости, термической обработки и материала колес Для колес из бронзы, имеющей предел прочности В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [H]2=173 МПа.

Расчётное время работы привода составит:

.

Определим вращающие моменты на валах:

Т21 = 1,5 ТН = 1,4 148 = 207,2(Нм);

Т22 = ТН = 148 (Нм);

Т23 = 0,8ТН = 0,8148 = 118,4 (Нм);

Т24 = 0,6ТН = 0,6148 = 88,8 (Нм);

Определим время действия вращающих моментов:

Выбираем скорость скольжения и материал.

[1,стр 31]

Применяют бронзу БрО10Н1Ф1 1 группа стали [1,стр 31 табл. 2.14]

[G]Т = 165 МПа

Gв = 385 МПа Определяем допускаемые напряжения изгиба

[G]Нmax = 4 [G]Т = 4 • 165 = 660 МПа

[G]Fmax =0,8 [G]Т = 0,8 • 165 = 132 МПа Определяют межосевое расстояние

[1,стр 31]

Ка — коэффициент для косозубых передач, Ка = 610 [1,стр 31]

Кнв — коэффициент нагрузки Кнв = 1 [1,стр 31 табл 2.15]

принимаем

Число зубьев колеса.

По таблице выбираем число зубьев червяка Z1 = 2

Z2 = Z1 · Uч = 2 · 13,6 = 27

Модуль передачи

[1,стр 33]

Принимаем

Коэффициент диаметра червяка

[1,стр 33]

Принимаем q = 8 мм.

Коэффициент смещения

[1,стр 33]

Геометрические параметры червяка Диаметры червяка

d1 = q · m = 4 · 8 = 32 мм

da = d1 + 2m = 32 + 8 = 40 мм

df = d1 — 2,5m = 32 — 10 = 22 мм Диаметры колеса

d2= m · z2 = 4 · 27 = 108 мм

dа2 = d2 + 2m (1 + x) = 108 + 8 • (1 + 0) = 116 мм

df2 = d2 — 2m (1,2 — x) = 108 — 8 • (1,2 + 0) = 98,4 мм Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

[1,стр 34]

Zу = 5350 .

— коэффициент жесткости червяка Силы в зацеплении

Окружная червяка:

Радиальная:

Окружная колеса:

Радиальная:

[1,стр 34]

Проверка зубьев колес по напряжения изгиба.

[1,стр 34]

— коэффициент нагрузки.

— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

2.2 Расчет второй червячной ступени Исходные данные Выбор твердости, термической обработки и материала колес.

Для колес из бронзы, имеющей предел прочности В>300 МПа, опасным является заедание, и допускаемые напряжения назначают в зависимости от скольжения Vs без учета количества циклов нагружения. В нашем случае (по таблице 27 из [2]) в зависимости от материала червяка и скорости скольжения без учета количества циклов нагружения принимаем [H]2=173 МПа.

Определим вращающие моменты на валах:

Т21 = 1,5 ТН = 1,4 1163 = 1628,2(Нм);

Т22 = ТН = 1163 (Нм);

Т23 = 0,8ТН = 0,81 163 = 930,4 (Нм);

Т24 = 0,6ТН = 0,61 163 = 697,8 (Нм);

Выбираем скорость скольжения и материал.

[1,стр 31]

Применяют бронзу БрО10Н1Ф1 1 группа стали [1,стр 31 табл. 2.14]

[G]Т = 165 МПа

Gв = 385 МПа Определяем допускаемые напряжения изгиба

[G]Нmax = 4 [G]Т = 4 • 165 = 660 МПа

[G]Fmax =0,8 [G]Т = 0,8 • 165 = 132 МПа

Определяют межосевое расстояние

[1,стр 31]

Ка — коэффициент для косозубых передач, Ка = 610 [1,стр 31]

Кнв — коэффициент нагрузки Кнв = 1 [1,стр 31 табл 2.15]

принимаем

Число зубьев колеса По таблице выбираем число зубьев червяка Z1 = 4

Z2 = Z1 · Uч = 4 · 10 = 40

Модуль передачи

[1,стр 33]

Принимаем

Коэффициент диаметра червяка

[1,стр 33]

Принимаем q = 12 мм.

Коэффициент смещения

[1,стр 33]

Геометрические параметры червяка Диаметры червяка

d1 = q · m = 12 · 5 = 60 мм

da = d1 + 2m = 60 + 10 = 70 мм

df = d1 — 2,5m = 60 — 12,5 = 47,5 мм Диаметры колеса

d2= m · z2 = 5 · 40 = 200 мм

dа2 = d2 + 2m (1 + x) = 200 + 10 • (1 + 0) = 210 мм

df2 = d2 — 2m (1,2 — x) = 200 — 10 • (1,2 + 0) = 288 мм Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

Zу = 5350 .

— коэффициент жесткости червяка Силы в зацеплении.

Окружная червяка:

Радиальная:

Окружная колеса:

Радиальная:

[1,стр 34]

Проверка зубьев колес по напряжения изгиба.

[1,стр 34]

— коэффициент нагрузки.

— коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.

3. Расчет валов

3.1 Ориентировочный расчет валов Окончательные значения диаметров валов:

3.2 Тихоходный вал Расчет на статическую прочность. Расчет проводим в следующей последовательности: по чертежу вала составляем расчетную схему, на которые наносят все внешние силы, нагружающие вал, приводя плоскости их действия к двум взаимноперпендикулярным плоскостям. Затем определяем реакции опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. В этих же плоскостях строем эпюры изгибающих моментов и, эпюру крутящего момента .

Исходные данные:

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

Вертикальная плоскость:

Проверка:

Плоскость Х.

I участок () а=0,07 м

II участок () в=0,07 м Плоскость Y.

I участок ()

II участок ()

Эпюры изгибающих моментов, и крутящего момента Т

Расчет вала на прочность Определяем нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок

[1стр.165]

Максимальный момент нагрузки

[1стр.165]

Определяем момент сопротивления при изгибе и площадь

[1стр.165]

вал выдержит нагрузку

4. Расчет долговечности подшипников Подшипник 212 ГОСТ 8338–75

Исходные данные:

4.1 Расчетный ресурс подшипника где =19,5 кН — грузоподъемность подшипника;

Р — постоянная эквивалентная нагрузка;

— показатель степени: — для шариковых подшипников;

[1,стр.106]

X = 0,4 — коэффициент радиальной нагрузки; [1,стр.104,табл.7.1]

— коэффициент вращения кольца; [1,стр.106]

=1- температурный коэффициент; [1,стр.107]

=1,1- коэффициент безопасности; [1,.стр.107]

5. Расчет соединений Шпонки призматические (ГОСТ 23 360−78)

Диаметр вала d=70 мм

;

T = 454Нм — крутящий момент вала;

d = 70 мм — диаметр вала;

h = 14 мм — высота шпонки;

l = 55 мм — длина шпонки;

По результатам расчета напряжение смятия шпонки меньше предельно допускаемого.

6. Конструктивные размеры корпуса редуктора Корпус редуктора изготовим методом литья. Материал корпуса — серый чугун марки: СЧ15 ГОСТ 1412–85.

Толщина стенки: [стр. 257]

Т=1163 Нм — вращающий момент на выходном валу;

Толщину стенки корпуса редуктора примем равной 10 мм, для более легкого изготовления методом литья. =10 мм.

Радиусы сопряжения стенок: ;

;

Толщина нижнего пояса корпуса: ;

Толщина ребер основания корпуса: ;

Толщина ребер крышки: ;

Диаметр фундаментальных болтов: ;

Выбираем 4 болта М16;

Диаметр болтов у подшипников:

Диаметр болтов соединения основания корпуса с крышкой:

Винты крепления крышки подшипников М8.

7. Выбор смазочных материалов и системы смазки Выбор сорта масла. Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 10 мм. Объём масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ масла на 1 кВт передаваемой мощности:

V=0.25 * 1,1 = 0.28 дм3

По данным таблицы 11.1 устанавливаем вязкость масла. При контактном напряжении =752 МПа и окружной скорости v=5.22 м/cрекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равна 40 мм2/с=40*10−6м2/с. По табл.11.2 принимаем масло индустриальное И-Г-А-46 (по ГОСТ 20 799–88).

При картерном смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. При окружной скорости v?1 м/с брызгами масла покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса.

Для замены масла в корпусе предусмотрено сливное отверстие, закрываемое пробкой с цилиндрической резьбой и уплотняющей прокладкой из алюминия.

1. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. Пособие для техн. спец. вузов.-7-е издание., испр. — М.:Высш. шк., 2001. 447 с.: ил.

2. Решетов Д. Н. Детали машин: Учебник для студентов машиностроительных и механических специальностей вузов.- 4-е изд., перераб. И доп.- М.: Машиностроение, 1989.-496 с.: ил.

3. Справочник конструктора машиностроителя: В 3-х т.-5-е изд., перераб. и доп. — М: Машиностроение, 1987.-557 с., ил.