Расчет привода ленточного конвейера

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 чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи — червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной — так же посредством муфты соединяется с приводным валом барабана конвейера.

1. Кинематический и силовой расчёт привода Целью кинематического расчета является подготовка исходных данных для проектирования передач Исходными данными для расчета являются: окружная сила на рабочем органе F, кН; скорость движения ленты или тяговой цепи V, м/с; диаметр барабана Dб, мм; или число зубьев Z и шаг тяговой звездочки t, мм.

Определение мощности на приводном валу Pпр

Pпр = Ft. V,

где Pпрмощность на приводном валу, кВт; Ft — тяговое усилие цепи конвейера, кН, 7,2; V — скорость движения цепи, м/с, 0,7.

Pпр = 3,25· 0,23 = 0,75 кВт Определение КПД привода (таблица 1)

привод ленточный конвейер редуктор Таблица 1

Значения КПД и передаточных чисел звеньев кинематической цепи

з0 = зчп· зм2 · з3пп, где з0 — КПД привода; зм — КПД муфты, 0,98; зчп — КПД червячной передачи, 0,98; зпп — КПД пары подшипников, 0,99.

з0 = 0,86· 0,982·0,993=0,8

Определение ориентировочного значения мощности двигателя P`дв

P`дв = Pпр/з0,

где P`дв — ориентировочное значение мощности двигателя, кВт.

P`дв = 0,75/0,8=0,94 кВт Определение частоты вращения приводного вала nпр Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя

n`дв = nпр· iцп где n`дв — ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

iцп — передаточное отношение червячной передачи, принимаем iчп=70.

n дв = 24,42· 70=1709 об/мин Выбор двигателя по значению мощности P`дв и частоте n`дв произведём по таблице 2

Выбираем двигатель 4А80А4УЗ: частота вращения вала двигателя nдв = 1420 об/мин, мощность на валу двигателя Рдв = 1,1 кВт.

Таблица 2

Электродвигатели асинхронные серии 4А ГОСТ 28 330;

Определение передаточного числа привода u0

u0 = nдв/ nпр

u0 = 1420/24,42=58,15

Определение передаточного числа редуктора uред

uред = u0/iцп,

uред = 43,3/2=21,65

Определение частот вращения валов привода Входной вал Частота вращения входного вала nвх = 1420 об/мин Выходной вал где nвых — частота вращения выходного вала, об/мин;

Приводной вал где nпр — частота вращения приводного вала, об/мин.

Определение крутящих моментов на валах привода Вал двигателя Тдв = 9550· Рдв/nдв, где Тдв — крутящий момент на валу двигателя, Н· м.

Тдв = 9550· 1,1/1420=7,4 Н· м Входной вал редуктора Твх = Тдв· зм· зпп где Твх — крутящий момент на входном валу редуктора, Н· м.

Твх= 7,4· 0,98·0,99=7,2 Н· м Выходной вал редуктора Твых = Твх· iчп· зпп· зчп, где Твых — крутящий момент на выходном валу редуктора, Н· м.

Твых=7,2· 58,15·0,99·0,86=356,5 Н· м Приводной вал Тпр=Твых· зпм цп, где Тпр — крутящий момент на приводном валу, Н· м.

Тпр = 356,5· 0,99.0,98=345,9 Н· м Исходные данные для расчёта передач Р=1,1 кВт

N=1420 об/мин

i=iчп=58,15

2. Редуктор

2.1 Выбор материалов и выбор допускаемых напряжений Для червяка выбираем материал с учетом передаваемой мощности и длительности работы сталь 40Х. Производим объёмную закалку до твёрдости HRС (45−53), шлифование и полирование витков червяка.

Расчёт допускаемых контактных напряжений Коэффициент долговечности для материалов:

tц = 365 L 24 Kсут Kгод Определить коэффициент долговечности для материалов первой группы при сроке службы передачи L=5 лет, коэффициенте годовой загрузки Кгод=0,6, коэффициенте суточной загрузки Ксут=0,29, коэффициенте распределения времени действия нагрузки б=0,5, частоте вращения вала колеса n2=24,42 об/мин. График нагрузки приведён на рисунке 1.

а) Срок службы передачи в часах

tц = 5•365•24•0.6•0.29 = 7621,2

б) Эквивалентное число циклов перемены напряжений

NHE = 60• 1• [(T/T)4 •0,5 + (0,6•Т/Т)4•0,5] •24,42•7621,2 =6,3•106

в) Коэффициент долговечности

KHL =1, т. е

Выбор материала и допускаемых напряжений производят с учётом скорости скольжения в передаче Оценим скорость скольжения в передаче:

м/с, где n1 — частота вращения вала червяка, об/мин;

T2 — крутящий момент на валу колеса, Н•м Исходя из этого выбираем материал венца червячного колеса II группы,

БрАЖ9−4 в землю, VS <8 м/с.

Механические характеристики для этого материала Предел прочности при растяжении уВ = 400 МПа Предел текучести уТ = 200 МПа Предельные допускаемые контактные напряжения

= 25Vs

=320−25•4,1=218 400 МПа Где для материалов II группы:

=320 МПа Допускаемые напряжения изгиба:

=103 МПа

Допускаемые контактные напряжения при расчёте на перегрузку

[уH]max=2•уT — для бронз Группы 2.

[уH]max=2•200=400 МПа Допускаемые напряжения изгиба при расчёте на перегрузку

[уF]max=0.8•уT — для материалов Группы 2

[уF]max=0.8•200=160 МПа

2.2 Расчет червячных передач Число заходов витков резьбы червяка выбираем по рекомендациям

Число зубьев колеса

z2 = 1•58,15 = 58

Ориентировочное значение скорости скольжения в передаче

=

Задаёмся величиной отношения (q/z2) в пределах от 0,22 до 0,4. Принимаем q/z2 = 0,3

Межосевое расстояние

aw=0.625[(q/z2)+1]

где — модуль упругости материала червяка, 2,1•105 МПа — для стали;

— модуль упругости материала колеса, 0,9 •105 МПа — для бронзы.

=МПа

aw=0.625[1,3]= 119 мм Определим ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка Модуль

Полученные значения m и q принять по стандарту

По стандарту берем:

q=16

m=3,5

2.3 Геометрические размеры колеса и червяка Делительные диаметры червяка и колеса

d1 = m q=3,5•16=56

d2 = m Z2=3,5•58,15=203,53

Угол подъёма витков резьбы червяка г = arc tg (z1/q)

г = arc tg (1/16)=0,062

Окружная скорость червяка

V1=

V1=

Уточним скорость скольжения в передаче

VS = V1/cos г

VS = 4,16/cos 0,062=4,17

По полученному значению скорости скольжения сделать вывод об обоснованности выбора допускаемых напряжений.

Коэффициент торцового перекрытия Окружная скорость на колесе

V2=

V2=

Коэффициент нагрузки

KH=KF=KV•Kв,=1,13

где •Kв, — коэффициент концентрации нагрузки, •Kв=1,05…1,2. Большие значения при малых q и больших Z2.

KV•-коэффициент динамической нагрузки. При V2<3м/с, KV•=1; при V2>3м/с, KV•=1,1…1,3

Проверка по контактным напряжениям Рабочие контактные напряжения

где д=0,8727 (50°) — угол обхвата, рад;

о = 0,75 — коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.

Окружная сила на червяке и колесе

Ft1 = 2 T1/d1

Ft1 = 2•7.2•103/56=257

Ft2 =2 T2/d2

Ft2 =2•356,5•103 /203,53=3503,17

Осевые силы на червяке и колесе

Fa1 = Ft2 =3503,17

Fa2 = Ft1=257

Радиальная сила для червяка и колеса

Fr = Ft2 tg б

Fr = 3503,17 tg 0,35=1274,42

Модуль нормальный

mn = m cos г

mn = 3,5 cos 0,062=3,15

Диаметры выступов червяка и колеса

da1 = d1 + 2 m;

da1 = 56 + 2•3,5=63;

da2 = d2 + 2 m

da2 =203,53 + 2•3,5=210,53

Диаметры впадин червяка и колеса

df1 = d1 — 2,4 m;

df1 = 56 — 2,4• 3,5=47,6

df2 = d2 — 2,4 m

df2 = 203,53 — 2,4• 3,5=195,13

Ширина зубчатого венца колеса

b2 = 0,75 da1

b2 = 0,75• 63=47,25

Длина нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0

если z1 = 1, то b1? (11+0,06 •58,15) 3,15=45,64

Эквивалентное число зубьев колеса

zV2 = z2 / cos3г

zV2 = 58,15 / cos30,062=58,49

Коэффициент формы зуба колеса YF2

YF2=1,4

Проверка по напряжениям изгиба

;

уF = 0.7 YF2

уF = 0.7 •1,4 • =26,11

Уточним кпд передачи з =

з = =0,71

где ц — угол трения в зацеплении, принять по рекомендациям.

Максимальный диаметр колеса

daM2?da2 +2 m=210,53+2 •3,5=217,53

Проверка передачи при перегрузках

1 по контактным напряжениям

2 по напряжениям изгиба Проверка передачи на нагрев масла в редукторе

где P1 — мощность на валу червяка, Вт;

KT — коэффициент теплопередачи, 11 Вт/(м2с);

aw — межосевое расстояние, м.

Так как ТМ<90o принудительное охлаждение генератора не требуется.

2.4 Расчет валов Предварительный расчет валов проводится на кручении по пониженным допускаемым напряжениям.

Входной вал

1.Принимаем диаметр вала под муфту Диаметр вала в опасном сечении при допускаемом напряжении [ф]=12 МПа

2. Определим диаметр вала под подшипники.

3. Определяем диаметр буртика на валу.

4. Принимаем

=20

Рис. 11.4 Входной вал редуктора Выходной вал

1. Определим диаметр вала в опасном сечении под колесом где — крутящий момент на выходном валу, Н-мм.

2.Принимаем диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно .

3. Уточним диаметр вала под колесом

4. Диаметр буртика вала у подшипника

dб=dп+2· h

dб=50+2· 5,5=61 мм

5.Принимаем диаметр вала под втулку

=52 мм

6.Принимаем диаметр вала под уплотнение

=50 мм

7. Определим диаметр вала под муфту из уравнения Рис. 11.8 Конструкция выходного вала

2.5 Конструктивные размеры червячного колеса Диаметр ступицы

dст=1,55dк

dст=1,55· 52=81

Длина ступицы

lст=(0,8…1,5)dк=1,2· 52=62

Толщина обода

S=2,2m+0,05b2

S=2,2· 4+0,05·47,25=11,12 мм

2.6 Расчёт сил Входной вал Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 18 058,06Н; Fr = 1274,42Н; Fа = 3503,26 Н; d1 = 56 мм;

— консольная сила для одноступенчатого редуктора вследствие несоосности соединяемых валов.

Из компоновочной схемы имеем

l1 = 113 мм; l2 = 103 мм; l3 = 79 мм; L = 216 мм.

Реакции опор а) в плоскости XOZ — горизонтальная плоскость Проверка

б) в плоскости YOZ — вертикальная плоскость Проверка

в) реакции от силы Fм Проверка

Суммарные реакции опор для расчета подшипников

2.7 Расчет подшипниковых узлов Частота вращения вала n = 1420 об/мин. Требуемая долговечность подшипника Lц = 7621,2 ч.

Принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники

d = 30 мм; D =52 мм; В =19 мм; С = 28,1 кН; С0 = 14,6кН; е = 0,42; Y = 1,04.

Основные составляющие радиальных реакций конических подшипников.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае, тогда Рассмотрим правый подшипник.

Отношение, поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная динамическая нагрузка при коэффициенте безопасности KБ = 1,4 — при нагрузке с умеренными толчками и температурном коэффициенте KT = 1, для конических подшипников при, Х = 0,4; Y = 2,16 равна Расчетная долговечность подшипника в млн. об.

Расчётная долговечность подшипника в ч.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение поэтому не следует учитывать осевую нагрузку Х = 1, Y = 0.

Эквивалентная динамическая нагрузка при коэффициенте безопасности Кb = 1,4 — при нагрузке с умеренными толчками и температурном коэффициенте КT = 1, равна Расчетная долговечность подшипника в млн. об.

Расчётная долговечность подшипника в ч.

Это выше требуемой долговечности 5640 ч, поэтому подшипник пригоден.

Выходной вал.

Из предыдущих расчетов имеем:

Ft2 = 3503 Н; Fr2 = 1274Н; Fa2 =257 Н; d2 = 204 мм.

F = 6575 Н — сила от гибкой передачи,

— вертикальная составляющая силы от гибкой передачи.

— горизонтальная составляющая силы от гибкой передачи.

3. Тепловой расчет редуктора Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности, А = 1,5 м?.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи kt = 20 Вт/м2, тогда:

Допускаемый перепад температур [Дt = 60°].

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора Толщина стенок корпуса должна отвечать требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора:

.

Толщина стенки крышки:

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхний пояс корпуса:

нижний пояс крышки:

.

Ширина пояса:

.

Выступ фланцев под подшипники:

Диаметры болтов:

Соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой M9

Фундаментных принимаем болты с резьбой М16.

Число болтов при aWT < 250 мм равно 4.

5. Смазка редуктора Смазка редуктора производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого до уровня, обеспечивающие погружение колеса на всю высоту сцепляющихся зубьев.

Рекомендуют применять глубокоочищенные легированные индустриальные масла в зависимости от скорости скольжения в контактных напряжений. При V < 2 м/с и = 182 МПа применяем масло И-30-А.

Глубина погружения колеса в масляную ванну 2m? hМ? 0,25d2.

Объём масляной ванны:

V =(0,35… 0,7) Рд = (0,35…0,7)7,5=2,6… 5,3л.

Подшипники смазываем пластиночной смазкой, которую закладываем при сборке и периодически пополняем шприцем через пресмасленки. Сорт смазки УТ-1.

6. Выбор муфты Для соединения входного и выходного вала редуктора выбираем муфты упругие втулочно-пальцевой которые допускают небольшие радиальные смещения валов:

Муфта упругая втулочно — пальцевая 1 -63−20 ГОСТ 21 424–75.

Проверка прочности элементов муфты не проводится, т. к. муфты стандартные и рассчитаны на определённый момент.

7. Выбор посадок Выбор посадок зубчатых колёс, звёздочек и подшипников производим в соответствии с рекомендациями, данными в [ 2,4 ].

Посадка зубчатых колёс на вал Н7/k6 по ГОСТ 25 347–82

Посадка звёздочек на вал редуктора Н7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

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

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на входной вал насаживают подшипник, предварительно нагретый в масле до 80… 100 С; на другие валы последовательно накладывают шпонки, напрессовывают зубчатые колёса, надевают разграничивающие втулки и насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80…100?С. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком. Для центровки крышки и корпуса устанавливают цилиндрические шрифты. Затягивают болты. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластическую смазку, ставя крышки подшипников с комплектом регулировочных прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки устанавливают манжеты. Затем ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой и закрепляют болтами.

9. Экономическое обоснование Выбор данных конструктивных особенностей обосновывается экономическими средствами. Масло И-30-А используем для смазывания редуктора, оно относительно не дорогое, в качестве густой смазки, для подшипников, применяем смазку УТ-1.

Червяк изготавливаем из легированной стали 40Х, колёса изготавливаем из бронзы. Так как данные материалы экономически выгодные и соответствуют конструктивным особенностям, то редуктор получается относительно недорогим и соответствует стандартам качества.

1. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, Москва, 1979 г./1.

2. Иванов М. Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. 5-е изд. перераб. -М.: Высш. шк., 1991.

3. Дунаев П. Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. Москва, 1990 г.

4. Детали машин /К. И. Заблонский. -К.: Высш. шк. Головное изд-во, 1985. — 518с./

5. Проектирование механических передач: Учебно — справочное пособие для вузов /С.А. Чернавский и др. -М.: Машиностроение, 1984.55 -560 с., ил./