Разработка привода цепного конвейера

1 — эл. двигатель; 2 — клиноременная передача; 3 — цилиндрический косозубый редуктор; 4 — цепная передача; 5 — приводная звездочка конвейера; 6 — подшипники качения Исходные данные:

Тяговое усилие F=2,0 кН,.

Скорость цепи V=1,3 м/с,.

Шаг цепи конвейера t=90 мм.

Число зубьев звездочки z=9.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Общий кпд привода:

=₁₂₃³₄, (1.1).

где ₁=0,96 — кпд клиноременной передачи;

• 2=0,975 — кпд зубчатой цилиндрической передачи;
• 3=0,925 — кпд цепной передачи;
• 4=0,99 — кпд пары подшипников качения [1,с.5].

=0,960,9750,9250,99³=0,84.

Мощность на валу приводной звездочки:

P₄=FV, (1.2).

где F=2 кН — тяговое усилие на звездочке, кН;

V=1,3 м/с — скорость цепи, м/с.

Р₄=21,3 =2,6 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

(1.3).

По ГОСТ 19 523–81 выбираем электродвигатель 4АМ112МА6УЗ с параметрами Р_дв=3 кВт и номинальной частотой вращения n_дв=955 мин^-1 [2, с.406].

Угловая скорость на валу электродвигателя:

(1.4).

Частота вращения вала приводной звездочки:

; (1.5).

где t=90 мм — шаг цепи конвейера;

z=9 — число зубьев приводной звездочки.

Угловая скорость приводной звездочки по формуле (1.4):

Общее передаточное отношение:

u=n_дв/n₃; (1.6).

u =955 / 96,3 = 9,9.

Принимаем передаточное число зубчатой передачи [1, с. 7,36]: U₂=5,.

передаточное число ременной передачи U₁=1,2,.

тогда передаточное число цепной передачи:

u₃=u/u₁u₂;

u₃=9,9 / (1,25) = 1,65.

Частота вращения:

на валу электродвигателя:

n_дв=955 мин^-1;

на ведущем валу редуктора:

n₁=n_дв / u₁=955 / 1,2=796 мин^-1;

на ведомом валу редуктора:

n₂=n₁ / u₂ = 796/ 5 = 159 мин^-1;

на валу приводной звездочки:

n₃ = n₂ / u₃ = 159/ 1,65 = 96,46 мин^-1.

Угловые скорости: на валу электродвигателя: _дв=100 c^-1;

на ведущем валу.

₁=_дв / u₁=100 / 1,2= 83,3 с^-1;

на ведомом валу.

₂=₁/u₂ =83,3 / 5 = 16,7 с^-1;

на валу приводной звездочки:

₃ =₂/u₃ =16,7 / 1,65 = 10 c^-1.

Мощность определяется по формуле:

Р₁= Р_дв24; (1.7).

Р₁=30 000,960,99=2851 Вт;

Р₂= Р₁₁₄; (1.8).

Р₂=2851 0,9750,99= 2752 Вт;

Р₃= Р₂₃₄; (1.9).

Р₃=2752 0,9250,99= 2520 Вт.

Вращающие моменты: на валу электродвигателя:

(1.10).

на ведущем валу:

Т₁=Р_{1/ 1}=2851 / 83,3=34 Нм;

на ведомом валу:

Т₂=Р₂/₂=2752 / 16,7=165 Нм;

на валу приводной звездочки:

Т₃ =Р₃/₃= 2520 / 10 = 252 Нм.

Таблица 1.1

2. Расчет клиноременной передачи

По номограмме [1, c.134] принимаем сечение клинового ремня Б.

Диаметр меньшего шкива:

(2.1).

Принимаем d₁=140 мм.

Диаметр большего шкива:

d₂=u₁d₁(1-); (2.2).

d₂=1,2140(1−0,02)=167 мм.

Принимаем d₂=160 мм.

Уточняем передаточное отношение:

Отклонение.

=.

то меньше допускаемого 4%.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁=140 мм и d₂=160 мм.

Межосевое расстояние:

а_min? 0,55(d₁+d₂)+h; (2.3).

где, h — высота ремня, h=10,5 мм [1, c.76].

a_min =0,55(140+160)+10,5=165 мм.

Расчетная длина ремня:

(2.4).

Принимаем по ГОСТ L=800 мм [1, c.76].

Уточненное значение межосевого расстояния с учетом стандартной длины ремня:

; (2.5).

Угол обхвата меньшего шкива:

(2.6).

Скорость ремня V, м/с, определяется по формуле:

(2.7).

.

Число ремней z определяется по формуле:

(2.8).

где.

Р — мощность, передаваемая клиноременной передачей;

Р=Р_дв=3 кВт;

Р₀ — мощность, передаваемая одним клиновым ремнём [1, c.132]:

Р₀=1,8•10³Вт;

— коэффициент режима работы [1, c.136]: С_р=0,9.

— коэффициент, учитывающий влияние длины ремня [1, c.135]:

С_l=0,82;

— коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата [1, c.135]:

C=0,98.

С_z — коэффициент, учитывающий число ремней, С_z=0,95.

Принимаем z=2.

Сила предварительного натяжения ремня F₀, H:

(2.9).

где — коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил [1,c.136]:

Сила давления на вал F_В, Н:

(2.10).

Канавки шкивов клиноременных передач по ГОСТ 20 889–80 [1, с.138]:

для ремня сечения Б:

l_p=14 мм; h=10,5 мм; f=12,5 мм; t=4,3 мм; р=19 мм; =34⁰.

Ширина шкива В, мм:

B=(z-1)р+2f=(2−1)19+212,5=69 мм.

Проверяем ремень на долговечность л, с^-1 по частоте пробега в секунду:

(2.11).

где V — скорость ремня, м/с;

L_p — длина ремня, м;

[л] - допустимое значение долговечности ремня, [л]=с^-1.

л=7/0,8=8,75 с^-1.

Условие выполняется, т. к. 8,75 ?10 с^-1.

3. Расчет закрытой цилиндрической зубчатой передачи

Выбираем материалы: сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость для зубчатого колеса — 210НВ, для шестерни — 240 НВ.

Предел контактной выносливости [1, с.34]:

_Hlimb=2НВ+70=2210+70=490 МПа.

Допускаемые контактные напряжения:

(3.1).

где K_HL=1 — коэффициент долговечности [1, с.33],.

[S_H]=1,2 — коэффициент безопасности [1, с.33].

Принимаем значение коэффициентов [1, с.32]:

K_H=1; _ba=0,4.

Определяем межосевое расстояние из условия контактной выносливости зубьев:

; (3.2).

где К_а=43 — коэффициент, для косозубых колес;

Т₂=165 Нм — крутящий момент на зубчатом колесе.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185–66:

a_w=125 мм.

Нормальный модуль зацепления:

m_n=(0,01−0,02)a_w; (3.3).

m_n =(0,01−0,02)125=1,252,5 мм.

Прини1маем модуль по ГОСТ 9563–60 [1, с.36]:

m_n=2 мм.

Определяем число зубьев:

шестерни.

(3.4).

Принимаем z₁=20,.

тогда число зубьев зубчатого колеса.

z₂=z₁ u₁; (3.5).

z₂=205=100.

Уточненное значение угла наклона зубьев:

; (3.6).

Откуда, =16,26⁰.

Делительные диаметры:

шестерни.

(3.7).

зубчатого колеса.

; (3.8).

Уточняем межосевое расстояние:

Диаметры вершин:

шестерни.

d_a1=d₁+2m_n; (3.9).

d_a1=41,67+22=45,67 мм;

колеса.

d_a2=d₂+2m_n;

d_a2=208,33+22=212,33 мм.

Ширина колеса:

b₂=_baa_w; (3.10).

где.

_ba=0,4 — коэффициент ширины венца;

b₂=0,4125=50 мм, принимаем ширину колеса b₂=50 мм.

Ширина шестерни:

b₁=b₂+5;

b₁=50+5=55 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

_bd=; (3.11).

Окружная скорость колес:

(3.12).

При такой скорости для косозубых колес по ГОСТ 1643–81 принимаем 9-ю степень точности.

Принимаем значения коэффициентов: [1, с.39−40]:

K_H=1; K_HV=1,09; K_Н=1.

Определяем коэффициент нагрузки:

K_H=K_HK_HVK_H;

К_Н=11,091=1,09.

Проверяем контактные напряжения:

; (3.13).

Условие _H<[_H] выполнено: 381 МПа < 408,33 МПа.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная.

F_t= (3.14).

радиальная.

(3.15).

осевая.

(3.16).

Предел выносливости при нулевом цикле изгиба:

для шестерни _Flimb1=1,8НВ=1,8•210=378 МПа.

Коэффициент безопасности при расчете на изгибную выносливость:

[S_F]=[S_F]' [S_F]''=1,751=1,75,.

где [S_F]'=1,75; [S_F]''=1 [1, c.44].

Допускаемые напряжения:

Эквивалентное число зубьев:

(3.17).

Коэффициент, учитывающий форму зуба [1, с.42]:

Y_F2=3,6.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба [1, c.43]: K_F=1,13.

Коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки [1, c.43]:

K_FV=1,09.

Коэффициент нагрузки:

K_F=K_FK_FV=1,131,09=1,23.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

(3.18).

Условие _F<[_F]₁ выполнено, 72,3 < 216 МПа.

4. Расчет цепной передачи

Определяем число зубьев ведущей звездочки:

(4.1).

Принимаем.

Определяем число зубьев ведомой звездочки:

(4.2).

Принимаем.

Определяем фактическое передаточное отношение.

(4.3).

Определяем отклонение от полученного ранее U:

Отклонение допустимо, так как не превышает 4%.

Определяем расчетный коэффициент нагрузки.

(3.5).

где К_д — динамический коэффициент, К_д=1;

К_а — коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния, К_а=1;

К_н — коэффициент, учитывающий влияние наклона цепи, К_н=1;

К_р — коэффициент, учитывающий способ регулировки натяжения цепи, К_р=1,25;

К_см — коэффициент, учитывающий способ смазывания цепи, К_см=1,4;

К_п — коэффициент, учитывающий периодичность работы передачи, К_п=1.

Определяем шаг цепи t, мм:

t= 2,8; (3.6).

; (3.7).

t= 2,8.

По ГОСТу 13 568−75 принимаем большее ближайшее значение t=25,4 мм.

Выбираем цепь ПР-25,4−60 ГОСТ 13 568–75,имеющую:

Шаг цепи t=25,4 мм;

Разрушающую нагрузку Q=60 кН;

Массу одного метра цепи q=2,6 кг/м Проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=179,7 мм².

Проверяем цепь с шагом t=25,4 мм по частоте вращения: допускаемая для цепи частота вращения, следовательно, условие выполнено, так как 96,5 < 800 об/мин.

Определяем расчетное давление p, МПа:

(3.8).

где — окружная сила, передаваемая цепью, Н;

(3.9).

где V — фактическая скорость цепи, м/с.

(3.10).

м/с.

=2495 Н.

Условие нагружения цепи выполнено:

Из условия долговечности цепи оптимальное межосевое расстояние в шагах должно находиться в пределах: =а/t=30…50.

Принимаем =40. электродвигатель вал редуктор корпус Определяем число звеньев цепи по формуле:

(3.11).

где.

— суммарное число зубьев:

(3.12).

(3.13).

Округляем до четного числа.

Уточняем межосевое расстояние а, мм:

(3.14).

1013 мм.

Определяем диаметры делительных окружностей, мм, звездочек:

(3.15).

мм.

мм.

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек:

(3.16).

где — диаметр ролика цепи, =15,88 мм;

Определяем центробежную силу, Н:

(3.17).

Определяем предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви:

(3.18).

Н.

Определяем силу давления цепи на вал, Н:

; (3.19).

Н.

Определяем расчетный коэффициент запаса прочности S:

; (3.20).

=23,8.

Прочность цепи удовлетворяется соотношением ,.

где — допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых (втулочных) цепей. =7,6.

23,8>7,8.

Условие прочности выполнено.

5. Предварительный расчет валов редуктора

Крутящие моменты в поперечных сечениях валов:

ведущего вала Т₁=57,08Н м;

ведомого вала Т₂=275,4Н м.

Диаметр выходного конца ведущего вала по расчету на кручение при допускаемом напряжении на кручение [_k]=20 МПа:

(5.1).

Принимаем диаметр шейки вала под полумуфту: d_В1=25 мм;

Под подшипники: d_П1=30 мм Диаметр выходного конца ведомого вала:

(5.2).

Принимаем диаметр выходного конца вала d_в2=40 мм;

Под подшипники d_п2=45 мм;

Под зубчатое колесо d_к2=50 мм.

6. Конструктивные размеры зубчатого колеса

Делительные диаметры (d₁, d₂), диаметры впадин (d_f1, d_f2) и вершин (d_a1, d_a2) зубьев шестерни и зубчатого колеса, а также ширина шестерни (b₁) и ширина зубчатого колеса (b₂) приведены в разделе 2.

Шестерню выполняем заодно с ведущим валом (вал-шестерня).

Определяем диаметр ступицы зубчатого колеса d_ст2, мм, по формуле [2 c.64]:

d_ст2=1,6d_к2, (6.1).

где d_к2 — диаметр посадочного отверстия зубчатого колеса, d_к2=66мм,.

d_ст2=1,650=80мм.

Определяем длину ступицы зубчатого колеса l_ст2, мм, по формуле [2 c.64]:

l_ст2=(1,2ч1,5)d_к2, (6.2).

l_ст2=60ч75мм.

Принимаем l_ст2=75мм Определяем толщину обода зубчатого колеса ₀, мм, по формуле [4 c.233]:

• 0=(2,5ч4)m, (6.3)
• 0=(2,5ч4)2 =5ч8,

принимаем ₀=10мм.

Определяем толщину диска зубчатого колеса С, мм, по формуле [4 c.233]:

С=0,3b₂, (6.4).

С=0,365=19,5 мм.

Принимаем C=20 мм.

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

(7.1).

мм.

Принимаем 8 мм.

(7.2).

мм.

Принимаем 8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

— верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

(7.3).

мм.

— нижнего пояса корпуса:

(7.4).

мм.

Принимаем мм.

Диаметры болтов:

— фундаментальных:

(7.5).

мм.

Принимаем болты с резьбой М16;

— крепящих крышку к корпусу у подшипников:

(7.6).

мм.

Принимаем болты с резьбой М12;

— соединяющих крышку с корпусом:

(7.7).

мм.

Принимаем болты с резьбой М10.

9. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал Исходные данные. Из предыдущих расчетов имели: окружная сила в зацеплении F_t=2141,8; F_r= 710,1 Н, F_a=443,5 H, d₁=53,3 мм.

(л.р.2): F_в=1162,5 H, Из эскизной компоновки: l₁= 66 мм, l₂=57 мм.

Реакции опор в плоскости YZ Уравнение моментов относительно опоры А. Вертикальная плоскость:

(9.1).

.

Уравнение моментов сил относительно опоры B:

(9.2).

откуда:

Проверка:

По данным расчетов строили эпюры моментов.

Н· мм;

Н· мм;

Горизонтальная плоскость:

Нмм.

Определяли суммарные радиальные реакции опор:

Определяли эквивалентную нагрузку более нагруженной опоры 1.

(9.3).

где V = 1- (вращается внутреннее кольцо);

К_б= 1,3 — коэффициент безопасности для редукторов;

К_т= 1 — температурный коэффициент.

х=1; y=0.

Определяли расчетную долговечность L_h. подшипника 206 по формуле [1, с.305]:

(9.4).

где, С = 19,5 кН = 19 500 Н — динамическая грузоподъемность подшипника 206; n = 477,5 об/мин — частота вращения ведущего вала.

Такая долговечность подшипника приемлема, так как она больше стандартного срока службы редуктора (36 000 ч). Оставляли для ведущего вала редуктора радиальные шарикоподшипники легкой серии 206.

Ведомый вал Нагрузки от сил в зацеплении: F_t= 2141,8 Н; F_a= 443,5 Н; F_r= 710,1 Н, нагрузка от цепной передачи F_B = 2802 Н. Диаметр ведомого колеса d₂=268,6. Из эскизной компоновки: Расстояние между серединой подшипника и серединой колеса: l₃= 70 мм; Расстояние между серединой подшипника и серединой звездочки: l₄=46 мм.

Реакции опор в вертикальной плоскости:

(9.5).

Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости:

М_xк=R_y3l₃=1070,90,07=74,96 Нм.

Реакции опор в горизонтальной плоскости:

(9.6).

Проверка: R_x3-F_r2+R_x4-F_b=-18.4−710.1+3530.5−2802 = 0.

Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:

Строим эпюру крутящих моментов. Крутящий момент передаётся с зубчатого колеса редуктора на полумуфту:

М_кр=Т₂=275.4 Нм.

Суммарные реакции:

Намечаем радиальные шариковые подшипники № 209 по ГОСТ 8338–75, имеющие d=45 мм; D=85 мм; В=19 мм; С=33.2 кН [1, c.394].

В соответствии с условиями работы принимаем коэффициенты:

V=1; K=1,3; K_T=1 [1, c.214].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка наиболее нагруженной опоры по формуле (9.3):

Р_э=13 689.31,31=4796.09 H.

Расчетная долговечность выбранного подшипника по формуле (9.4):

Такая долговечность подшипника приемлема, так как она больше стандартного срока службы редуктора 5000 час. Подшипник пригоден.

Рис. 2 — Расчетная схема ведущего вала

Рис. 3 — Расчетная схема ведомого вала

10. Уточненный расчет валов.

Примем, что нормальные напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения по отнулевому. Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности S для опасных сечений и сравнения их с допускаемым [S].

Ведущий вал

Материал вала-шестерни — Сталь 45, объёмная закалка, _В=750 МПа.

Предел выносливости стали при симметричном цикле изгиба:

_-1=0,43_В=0,43 750=322,5 МПа. (10.1).

Предел выносливости стали при симметричном цикле касательных напряжений:

_-1=0,58 322,5=187,05 МПа. (10.2).

Сечение под шкивом.

Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки, так как в этом сечении изгибающего момента нет, то рассчитывают только на кручение. Крутящий момент Т₁=57,08Нм.

Коэффициент запаса прочности:

(10.3).

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

. (10.4).

При d_в1=25 мм;

(10.5).

МПа.

Принимаем k_ф=1,65, е_ф=0,72, ш_ф=0,1.

.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

S ?[S],.

где, [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении, [S]=1,6…2,1.

Условие выполняется, т. к. S?[S].

Уточненный расчет ведомого вала.

Материал вала — сталь 45 объёмная закалка, у_в=750 МПа.

Пределы выносливости:

МПа.

МПа.

Коэффициент запаса прочности:

(10.6).

где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

. (10.7).

При d₂=40мм; b₂=12мм; t₂=5мм.

(10.8).

МПа.

Принимаем k_ф=1,65, е_ф=0,72, ш_ф=0,1.

.

Общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

S ?[S],.

где, [S] - допускаемый коэффициент запаса прочности в опасном сечении, [S]=1,6…2,1.

Условие выполняется, т. к. S?[S].

11. Расчет шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами.

Размеры сечений по ГОСТ 23 369–78.

Материал шпонок: сталь 45, нормализованная.

Ведущий вал

При диаметре шейки вала d=25 мм выбираем шпонку сечением b=8 мм, h=7 мм, глубина паза t₁=4 мм. Принимаем длину шпонки L=36 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении []_см=110…120 МПа [1, с.170]:

(11.1).

Условие _см[]_см выполнено.

Ведомый вал.

Проверяем шпоночное соединение вала со звездочкой цепной передачи, т.к. в этом месте диаметр вала минимальный.

При диаметре шейки вала d=40 мм выбираем шпонку сечением b=12 мм, h=8 мм, глубина паза t₁=5 мм. Принимаем длину шпонки L=50 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении []_см=110…120 МПа:

(11.2).

Условие _см[]_см выполнено.

При диаметре шейки вала под ступицу d=50 мм выбираем шпонку сечением b=14 мм, h=9 мм, глубина паза t₁=5,5 мм. Принимаем длину шпонки L=63 мм.

Проверяем выбранную шпонку на смятие при допускаемом напряжении []_см=110…120 МПа.

Условие _см[]_см выполнено.

12. Выбор сорта масла

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до уровня, обеспечивающего погружение колеса примерно на 1/3 диаметра колеса.

По таблице 10.8 устанавливаем вязкость масла. При контактных напряжениях _Н=750 МПа, скорость V=0,55 м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть равна 2810^-6м²/с. По таблице 10.10 принимаем масло И-40А.

Камеры подшипников заполняем пластичным смазочным материалом УТ-1.

13. 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 ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80−100⁰С;

в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и устанавливают шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов; затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал надевают распорное кольцо, в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку, ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Перед постановкой сквозных крышек в проточки закладывают войлочные уплотнения, пропитанные горячим маслом.

Далее на конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку, устанавливают шкив и закрепляют ее торцовым креплением.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Используемая литература

• 1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др.- М.: Машиностроение, 1988. 416 с.
• 2. Гузенков П. Г. Детали машин. — М.: Высшая школа, 1986. — 359 с.
• 3. Шейнблит А. Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для техникумов. — М.: Высш. шк., 1991. — 432 с.
• 4. Детали машин: Атлас конструкций. В 2 ч. Ч. 1. — М.: Машиностроение, 1992. 352 с.