Расчет привода скребкового транспортера
1. Кинематический и силовой
расчет привода
.1 Кинематическая схема
привода
Рисунок 1.1 - Кинематическая схема
привода скребкового транспортера.
1, 2, 3 - обозначение валов привода;
- асинхронный трехфазный
электродвигатель;
- упругая втулочно-пальцевая
муфта;
- горизонтальный
одноступенчатый редуктор с косозубыми цилиндрическими колесами; плоскоременная
передача.
1.2 Выбор электродвигателя
Определим необходимую мощность
электродвигателя по формуле: (1.1)
;
где - мощность на валу электродвигателя;
= 3.6
кВт - заданная мощность на выходном валу привода;
= 0,98
- коэффициент полезного действия цилиндрической зубчатой передачи в закрытом
корпусе ( с.5, таблица 1.1);
= 0.98
- коэффициент полезного действия передачи ( с.5, таблица 1.1).
= 3.7 кВт
Учитывая, что возможен запуск в
загруженном состоянии, выбираем электродвигатель с повышенным пусковым моментом
( с.390, Приложение П1):
Электродвигатель 4А112МВ6:
4 кВт
- номинальная мощность электродвигателя;
1000
об/мин - синхронная частота вращения вала электродвигателя;
S = 5,1 % - скольжение;
2 -
отношение величины пускового и номинального вращающих моментов.
1.3 Выбор передаточных чисел
ступеней привода
Требуемое передаточное число
выбираем по формуле:
;
(1.2)
где u -передаточное число привода;
-
асинхронная частота вращения вала, выбранного электродвигателя:
(1.3)
где 1000 об/мин - синхронная частота вращения вала электродвигателя
(см. п.1.2);
S = 5.1 % - скольжение (см. п.1.2).
1000 -
5.1 10 = 949 об/мин.
100
об/мин - заданная частота вращения ведомого вала привода,
= 9.5
Принимаем по ГОСТ 2185-66 ( с.36):
передаточное число зубчатой передачи
2
тогда для ременной передачи
принимаем передаточное число
(1.4)
= 4.75 принимаем
5
Фактическое передаточное число
привода
(1.5)
Погрешность в процентах составляет
(1.6)
.4 Расчет основных параметров
привода
Мощность на валах (см. п. 1.2):
4 кВт; (1.7)
кВт;
(1.8)
кВт. (1.9)
Частота вращения на валах:
949
об/мин; (1.10)
об/мин;
(1.11)
об/мин.
(1.12)
Угловая скорость на валах:
рад/с;
(1.13)
рад/с;
(1.14)
рад/с.
(1.15)
Вращающий момент на валах:
; (1.16)
; (1.17)
. (1.18)
Результаты расчетов сводим в
таблицу.
Таблица 1.1- Характеристики привода
Наименование показателя
|
Обозначение
|
Единица измерения
|
Номер вала
|
|
|
|
1
|
2
|
3
|
|
кВт
|
4
|
3.9
|
3.8
|
Частота вращения
|
|
об/мин
|
949
|
474.5
|
94.5
|
Угловая скорость
|
|
рад/с
|
99.3
|
49.6
|
9.8
|
Вращающий момент
|
|
|
40.2
|
78.6
|
387.7
|
2. Выбор материалов зубчатых
колес и расчет допускаемых напряжений
.1 Выбор материалов и
термической обработки зубчатых колёс
Так как в задании нет особых требований
в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими
характеристиками ( с.34,
таблица 3.3)
Таблица 2.1- Механические свойства
сталей, выбранных для изготовления зубчатых колес.
|
Марка стали
|
Диаметр заготовки мм
|
Твердость НВ
|
Термообработка
|
Шестерня
|
40Х
|
До 120мм
|
270
|
улучшение
|
Колесо
|
Сталь 45
|
Свыше 120мм
|
200
|
улучшение
|
.2 Расчет допускаемых контактных
напряжений
Допускаемые контактные напряжения
определяются по формуле( с.33,
формула 3.9):
(2.1)
где = 2НВ + 70- предел контактной выносливости при базовом числе
циклов( с.34, таблица 3.2)
для шестерни 2HB + 70 = 22·270 + 70 = 610 Н/
для колеса 2HB + 70 = 22·200 + 70 = 470 Н/
KHL=1 -
коэффициент долговечности, учитывающий влияние срока службы при числе циклов
нагружения больше базового, что имеет место при длительной работе редуктора (2
года, в 2 смены) ( с.33);
-
козффициент безопасности для колес из нормализованной и улучшенной стали ( с.33).
для шестерни МПа
для колеса =
427.3 МПа
Расчетное допускаемое напряжение
определяем по формуле( с.35,
формула 3.10):
(2.2)
Проверим выполнение условия:
, как
правило =
2.2 Расчет допускаемых
напряжений изгиба
Допускаемых напряжений изгиба
определяем по формуле ( с.43,
формула 3.24):
(2.3)
где =1,8НВ - предел выносливости при отнулевом цикле изгиба ( с.44, 45 таблица 3.9)
для шестерни =1,8НВ = 1.8· 270 = 486 МПа
для колеса =1,8НВ= 1.8· 200 = 360 МПа
-
коэффициент безопасности ( с.43),
где 1,75 (для улучшенной стали) - коэффициент, учитывающий
нестабильность свойств материала зубчатых колес( с.44, 45 таблица 3.9);
1
(штамповка) - коэффициент, учитывающий способ получения заготовки зубчатых
колес.
для шестерниМПа
для колеса М
3. Проектный расчет зубчатой
передачи
.1 Определение межосевого расстояния
(3.1)
где - межосевое расстояние;
= 43 -
для косозубых передач (;
2 -
передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);
786 Нм
- вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);
1,25 -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца
(;
= 441.8
МПа - расчетное допускаемое контактное напряжение (п.2.2);
0,5 -
коэффициент ширины зубчатого венца (.
=81.4 мм
Выбираем ближайшее стандартное
значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 (:
80 мм.
3.2 Нормальный модуль зацепления
Нормальный модуль зацепления
принимаем по следующей рекомендации:
(3.2)
Принимаем по ГОСТ 9563 - 60 ( 1
3.3 Число зубьев шестерни и колеса
Число зубьев шестерни (:
(3.3)
= 80 мм - принятое
стандартное значение межосевого расстояния;
2 -
передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);
1 -
принятое значение нормального модуля зацепления (п.3.2).
= 52,5
Округляем до целого числа. Принимаем
53
Число зубьев колеса
(3.4)
Принимаем 106
3.4 Основные геометрические размеры
шестерни и колеса
-
делительный диаметр шестерни;
-
делительный диаметр колеса;
-
диаметр вершин шестерни;
-
диаметр вершин колеса;
-
диаметр впадин шестерни;
-
диаметр впадин колеса;
-
делительный угол профиля или угол профиля исходного контура;
= - межосевое расстояние.
Рисунок 3.1 - Геометрия зубчатого
эвольвентного зацепления.
Делительный диаметр шестерни
(3.5)
делительный диаметр колеса
(3.6)
Проверка:
Сравниваем с выбранным по ГОСТу.
диаметр вершин шестерни
(3.7)
диаметр вершин колеса
(3.8)
диаметр впадин шестерни
(3.9)
диаметр впадин колеса
(3.10)
ширина колеса
(3.11)
0,5 -
коэффициент ширины зубчатого венца (
0.5 ·
80 = 40
ширина шестерни
+5
(3.12)
+5 = 45
4. Проверочный расчет зубчатой
передачи
4.1 Проверка контактных напряжений
Коэффициент ширины шестерни по
диаметру:
(4.1)
где - ширина шестерни (п.3.4);
Окружная скорость колес и степень
точности передачи.
(4.2)
где - угловая скорость на валу шестерни (п.1.4);
м/с
При такой скорости для косозубых
колес следует принять 8-ю степень точности по ГОСТ 1643-81 (
Коэффициент нагрузки.
(4.3)
где = 1.08 ( -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине
зубчатого венца, выбирается в зависимости от и твердости НВ350 и
несимметричным расположением колес относительно опор с учетом изгиба ведомого
вала от натяжения гибкой передачи;
= 1.7( - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки
между зубьями;
= 1 ( коэффициент динамичности, зависящий от окружной скорости колес.
Проверка контактных напряжений
прямозубой передачи по формуле(:
(4.4)
где = 80 мм - межосевое расстояние (п.3.1);
= 78.6
- вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи (п.1.4);
= 1.83
- коэффициент нагрузки (п.4.1);
= 2 -
передаточное число зубчатой передачи (п.1.3);
= 40 мм
- ширина колеса (п.3.4).
= 166.5 МПа
.2 Силы действующие в зацеплении
Окружная сила:
, (4.5)
где = 40.2 Нм - вращающий момент на ведущем валу (п.1.4);
мм -
делительный диаметр шестерни (п.3.4).
= 1517 Н
Радиальная сила:
, (4.6)
где - угол зацепления в нормальном сечении.
= 557. Н
Осевая сила ,
4.3 Проверим зубья на выносливость
по напряжениям изгиба
Напряжение изгиба определяем по
формуле (:
(4.7)
где - расчетное напряжение изгиба, МПа;
= 1517
Н - окружная сила (п.4.2);
-
коэффициент нагрузки; (4.8)
где = 1.17 ( -
коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;
= 1.5 ( - коэффициент, учитывающий динамическое действие нагрузки;
1.17·1.5
= 1.75
- ( -
коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев определяется:
для шестерни
(4.9)
для колеса
= 113 (4.10)
для шестерни =3.61
для колеса = 3.60
Находим отношение (4.11)
-
допускаемых напряжений изгиба, МПа; МПа; МПа
(п.2.2);
для шестерни МПа;
для колеса = 56,9 МПа;
Определяем коэффициенты и (:
(4.12)
где β=- угол наклона зубьев.
- для
средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-й степени точности. Дальнейший расчет следует вести для
зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.
, (4.13)
где = 40 мм - ширина колеса (п.3.4);
1 -
окружной модуль зацепления (п.3.2)
=
138.1 МПа 205
Условие прочности выполнено.
5. Предварительный расчет валов
редуктора
Предварительный расчет проведен на
кручение по пониженным напряжениям. (
.1 Ведущий вал-шестерня
Шестерню выполняем за одно целое с
валом (:
53 мм
- делительный диаметр шестерни (п. 3.4);
55 мм
- диаметр вершин зубьев шестерни (п. 3.4);
51 мм
- диаметр впадин зубьев шестерни (п. 3.4);
45 мм
- ширина зубчатого венца шестерни (п. 3.4).
(5.1)
где =40.2Нм - вращающий момент на ведущем валу зубчатой передачи
(п.1.4);
20 МПа
- допускаемое касательное напряжение.
мм
Полученный результат округляем до
ближайшего большего значения из стандартного ряда( мм
У подобранного электродвигателя( диаметр вала может быть 24 (мм)
Принимаем 24 (мм)
Так как вал редуктора необходимо
соединить с валом электродвигателя с помощью стандартной муфты, согласуем и .
0.75 ∙
32 = 22 мм (5.2)
Принимаем мм
Выбираем муфту упругую
втулочно-пальцевую (МУВП) по ГОСТ 21424-75( с расточками полумуфт 24 (мм); 22 мм
Диаметр вала под подшипником .
Рисунок 5.1 - Конструкция ведущего
вала-шестерни.
5.2 Ведомый вал
Определим диаметр выходного конца
вала по формуле:
(5.3)
где = 78.6 Нм - вращающий момент на ведомом валу зубчатой передачи
(п.1.4);
25МПа -
допускаемое касательное напряжение.
мм
Полученный результат округляем до
ближайшего большего значения из стандартного ряда( мм
Диаметр вала под подшипником 30 мм (
Диаметр вала под зубчатым колесом
= 30+5
= 35 мм (5.4)
Рисунок 5.2 - Конструкция ведомого
вала.
6. Конструктивные размеры колеса и
корпуса редуктора
6.1 Колесо. (
107 мм
- делительный диаметр колеса (п. 3.4);
109 мм
- диаметр вершин зубьев колеса (п. 3.4);
105 мм
- диаметр впадин зубьев колеса (п. 3.4);
40 мм
- ширина зубчатого венца колеса (п. 3.4).
Диаметр ступицы 1.6∙35 = 56 мм
Длина ступицы
Принимаем 68
Толщина обода цилиндрического колеса
Принимаем
Толщина диска
Диаметр центровой окружности = мм
Диаметр отверстий мм
Принимаем (мм)(ближайшее четное целое число)
Фаска (мм) Принимаем мм
Рисунок 6.1 - Конструкция зубчатого
колеса
.2 Корпус редуктора. (
Толщина стенок корпуса и крышки:
мм
Принимаем мм (округлить до целых)
мм
Принимаем мм (округлить до целых)
Толщина фланцев поясов корпуса и
крышки:
верхнего пояса корпуса и крышки
4,8 мм
(округлить до целых)
мм
(округлить до целых)
нижнего пояса корпуса
(мм)
Принимаем 7 мм
(округлить до целых)
Диаметр болтов:
Фундаментных
мм
Принимаем болт с резьбой М 14
Крепежных крышку к корпусу у
подшипников
мм
Принимаем болт с резьбой М 10
Соединяющих крышку с корпусом по
поясу
мм
Принимаем болт с резьбой М 8
. Проверка долговечности редуктора
Ведущий вал
Из пункта 4.2: 1517 Н; 557.2
Н; 257.8 Н
Из первого этапа компоновки 45 мм
Реакции опор:
= = 758,2 (8.1) 758,2
В плоскости yz
(8.2)
= 354,5
(8.3)
=
202,7
Проверка:
Суммарные реакции
(8.4)
= 837,2
(8.5)
=
785,1
Подбираем подшипники по более
нагруженной опоре 1 (1или2)
Намечаем радиальные шариковые
подшипники 205 (см.приложение П3,с.392)
мм; 52 мм; 15 мм;
кН; 6,95
Кн
Эквивалентная нагрузка по формуле
, (8.6)
где 837.2 Н (формула 8.4);
257.2
Н;
(вращается
внутреннее кольцо);
-
коэффициент безопасности для приводов ленточного конвейеров (см. таблицу 9.19,
с.214);
(см.
таблицу 9.20, с.214);
Отношение
этой величине соответствует
Отношение ; X= 0,56 и Y=1,99
= 981,8
Расчетная долговечность, млн. об.
(8.7)
млн.
об.
Расчетная долговечность ч.
(8.8)
ч
Что больше установленных ГОСТ
16162-85 (см. с.307)
привод скребковый транспортер
редуктор зубчатый
Рисунок 8.1 - Расчетная схема
ведущего вала
9. Выбор муфты
Для соединения вала двигателя с
ведущим валом редуктора выбираем муфту упругую втулочно-пальцевую ГОСТ 21424-75
(
Исходные данные:
мм -
диаметр вала электродвигателя 4А112МВ6 (п.5.1);
мм -
диаметр выходного конца ведущего вала редуктора (п.5.1);
= 402
Нм - вращающий момент на ведущем валу редуктора (п. 1.4)
Материал полумуфт - чугун не ниже
марки СЧ 20;
Материал пальцев - сталь не ниже
марки 45;
Тип муфты - с цилиндрическими
отверстиями;
- на длинные концы валов.
Размеры выбранной муфты:
мм -
диаметр отверстия в полумуфте под ведущий вал редуктора;
мм -
наружный диаметр муфты;
мм -
длина полумуфты;
мм -
длина муфты.
Типоразмер муфты выбирают по
диаметру вала и по величине расчетного вращающего момента
,
где = 1.2 - коэффициент, учитывающий условия эксплуатации привода(;
Нм
Нм -
допускаемый вращающий момент (
Нм =63 Нм
Рисунок 9.1 - Эскиз муфты упругой
втулочно-пальцевой.
11. Проверка прочности шпоночных
соединений
Шпонки призматические со
скругленными торцами. Размеры сечений, пазов и длины шпонок по ГОСТ 23360-78. (
Материал шпонок - сталь 45
нормализованная.
Напряжения смятия и условия
прочности по формуле (
где - МПа расчетное максимальное напряжение смятия
- Нм
вращающий момент на ведомом малу редуктора;
- мм
диаметр вала под шпонкой
- мм
высота шпонки (
- мм глубина шпоночного паза на валу(
- мм ширина шпонки(
- МПа
допускаемое напряжение смятия (при стальной ступице ;
при чугунной)
Ведомый вал
Диаметр вала (мм)(п
5.2)
|
Сечение шпонки (мм)
|
Глубина паза (мм)
|
Длина шпонки (мм)
|
Фаска
|
= 25
|
8×7
|
4.0
|
28
|
0.25
|
= 35
|
10×8
|
5.0
|
40
|
0.4
|
МПа
Условие прочности выполнено
Условие прочности выполнено
13. Описание привода
Привод скребкового транспортера
состоит из синхронного трехфазного электродвигателя, плоскоременной передачи
горизонтального одноступенчатого редуктора с косозубыми цилиндрическими
колесами.
Мощность на ведомом валу привода
P3=3.8кВт, частота вращения П3 =125об/мин. Срок службы редуктора 2 года при
двухсменной работе. (13.1)
Учитывая, что возможен запуск
скребкового транспортера в загруженном состоянии выбираем электродвигатель
4А112МВ6, у которого номинальная мощность Р_(ном.) =4кВт., синхронная частота
вращения вала n(э.д.)=1000об/мин. и соотношение пускового и номинального
вращающих моментов Tп/Tн =2. (13.2)
Привод от электродвигателя
осуществляется посредством плоскоременной передачи и двух чугунных шкивов. Один
из шкивов, меньшего диаметра(d1=53мм.), выполнен с гладким ободом, второй
Большего диаметра(d2=107мм.)-с
выпуклым ободом. Применяем ремень типа Б-800, у которого число прокладок
Z=3Н/мм., рабочая толщина прокладки δ_0=1,5мм., наибольшая допускаемая нагрузка на прокладку Р0=3Н/мм, длина
ремня без учета припусков на соединение концов L=6211мм. Сшивку ремня
производим встык металлическими скрепками. (13.3)
Применяем редуктор с косозубым
цилиндрическим колесом. Зубчатая передача служит для изменения числа оборотов
передаваемых на цепь конвойера. Колесо выполняется из стали Ст45 с улучшенными
характеристиками.
Шестерня выполняется из стали 40Х за
одно целое с валом, что позволяет увеличить жесткость конструкции и улучшить
контакт зубьев. (13.4)
Смазывание зубчатых зацеплений и
подшипников уменьшает потери на трение, предотвращает повышенный износ и нагрев
детали и предохраняет детали от коррозии. Так как окружная скорость колес равна
v=2,6м/с, то применяем картерное смазывание, которое осуществляется окунанием
зубчатых колес в масло, заливаемое внутрь корпуса. При контактных напряжениях
равных δ_н=441,7МПа и скорости
равной v=2,6м/с, рекомендуемая вязкость масла должна быть примерно равно 〖10〗^(-6) м^2/с. Применяем
масло индустриальное N-30А(по ГОСТ20779-75). Контроль уровня масла производится
с помощью жеслового маслоуказателя. (13.5)
Перед сборкой внутреннюю полость
корпуса редуктора покрывают маслостойкой краской. Сборку производят в
соответствии со сборочным чертежом редуктора.
Вначале собирают ведущий вал, а
затем ведомый. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и
надевают крышку. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную
смазку и ставят крышки подшипников. Затем проворачиванием валов проверяют
отсутствие заклинивания подшипников, и закрепляют крышки винтами. Потом
заливают в корпус масло и закрепляют крышку болтами.
Собранный редуктор обхватывают и
подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими
условиями. (13.6)
Редуктором называют механизм,
состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного
агрегата, и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей
машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые
зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.
Назначение редуктора - понижение
угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала
по сравнению с ведущим.
Редукторы классифицируют по
следующим признакам: типу передачи, (зубчатые, червячные или
зубчато-червячные), числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые), типу
зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические),
относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные,
вертикальные), особенностями кинематической схемы (развернутая, соосная, с
раздвоенной ступенью).
Возможности получения больших
передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые
редукторы.
Выполнение курсовой работы
способствует закреплению и углублению знаний и умений, полученных при изучении
дисциплины «Основы функционирования систем сервиса».
Работа позволяет получить следующие
навыки:
применение на практике приемов
расчета и конструирования;
составления кинематических схем,
описания устройства и принципа действия проектируемого объекта;
обоснования и разработки технических
решений и расчетов элементов конструкций;
работы со специальной технической
литературой;
анализа технических параметров и
технико-экономического анализа проектируемого изделия.