Привод цепного конвейера
Содержание
Задание
Введение
. Кинематический
расчет
. Расчет
закрытой зубчатой передачи
. Предварительный
расчет валов
. Расчет
плоскоременной передачи
. Подбор
и проверка подшипников
. Уточненный
расчет валов
. Выбор
и проверка шпоночных соединений
. Конструктивные
элементы корпуса
. Смазка
редуктора
. Выбор
посадок
. Сборка
редуктора
Литература
Задание 1
вариант 9
Привод цепного конвейера
Р3 = 6,0 кВт
w = 3,3p рад/с
Введение
Привод - устройство для приведения в действие машин от двигателя через
передаточные механизмы. Соединение вала машины с валом электродвигателя
возможно лишь в редких случаях. В основном для привода машины необходима
установка понижающей или повышающей передачи. Оптимальный тип передачи
определяют с учетом ряда факторов: эксплуатационных условий, характеристик
нагрузки, срока службы, техники безопасности, удобства расположения,
обслуживания, стоимости привода.
Данный привод состоит из электродвигателя, одноступенчатого
цилиндрического редуктора и плоскоременной передачи. Соединение вала редуктора
с рабочим валом дробилки осуществляется с помощью муфты.
Наибольшее распространение в промышленности получили трехфазные
асинхронные двигатели серии 4А ГОСТ 19523 - 81.
Достоинством цилиндрической передачи является простота изготовления и
дешевизна, а использование косозубых колес позволяет уменьшить габариты
передачи. Недостатки: небольшое передаточное число (до 6,3). Однако,
двухступенчатые редукторы позволяют реализовать передаточные числа до 50.
В приводах технологических машин для понижения частоты вращения вала
электродвигателя применяют ременные передачи: плоскоременные, клиноременные и с
поликлиновыми ремнями, чаще всего для этой цели используются клиноременные
передачи. Недостатком плоскоременных передач являются большие габариты передачи
и сложность передачи больших мощностей. В настоящее время плоскоременные
передачи применяются мало.
1
Кинематический расчет
.1 Общий КПД привода
h = h1h2h32 = 0,96×0,97×0,9952 = 0,922,
где h1 = 0,97 - КПД
плоскоременной передачи,
h2 = 0,96 - КПД зубчатой передачи,
h3 = 0,995 - КПД пары подшипников.
.2 Требуемая мощность электродвигателя
Ртр = Р/h = 6,0/0,922 =
6,51 кВт.
Выбираем электродвигатель 4А132S4УЗ [1с. 391]:
мощность - 7,5 кВт
число оборотов - 1455 об/мин
.3 Передаточное число
Число оборотов рабочего вала
= 30w/p = 30×3,3p/p = 99 об/мин,= n1/n3 = 1455/99 =14,7.
Примем для закрытой зубчатой передачи u2=5,0 [c. 36], тогда для
плоскоременной передачи
= u/u2 =14,7/5 = 2,94
1.4 Числа оборотов валов и угловые скорости
= nдв= 1455 об/мин,
w1 = n1p/30= 1455×p/30 = 152,4 рад/с,= n1/u1 = 1455/2,94
= 495 об/мин,
w2 = n2p/30=495×p/30 = 51,8 рад/с,= n2/u2 = 495/5,0 =
99 об/мин,
w3 = n3p/30 = 99×p/30 = 10,4 рад/с.
.5 Крутящие моменты
Тдв = Ртр/w1 =
6,51×103/152,4 = 42,7 Н×м,
Т2 = Тдвu1h1h3 = 42,7×2,94×0,96×0,995 = 120,0 H×м,
Т3 = Т2u2h2h3 = 120,0×5,0×0,97×0,995 = 578,9 H×м.
2 Расчет закрытой зубчатой передачи
2.1 Выбор материалов зубчатой пары
Выбираем сталь 40Х:
шестерня: термообработка - улучшение до НВ250;
·
колесо: термообработка
- нормализация НВ220.
2.2 Допускаемые контактные напряжения [1c. 33]:
[sН] = (2HB+70)KHL / [SH] = (2×220+70)×1/1,1 = 464 МПа,
где KHL = 1 - коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации;
[SH] = 1,1 - коэффициент безопасности.
Срок службы привода:
Т = LДСt
где L = 5 лет - срок эксплуатации привода;
Д = 300 дней - число рабочих дней в году;
С = 2 смена - число смен за сутки;= 8 часов - продолжительность смены
Т = 5∙300∙2∙8 = 24000 часов
2.3 Допускаемые изгибные напряжения:
[sF] = 1,8×HB/[SF],
где [SF] - коэффициент безопасности:
[SF] = [SF]’×[SF]’’ = 1×1,75 =1,75,
где [SF]’ = 1,75 - коэффициент нестабильности свойств материала [1c. 45],
[SF]’’ = 1 - коэффициент способа получения заготовки [1c. 44].
колесо: [sF]2
= 1,8×220/1,75 = 226 МПа.
2.4 Межосевое расстояние
,
где
K = 49,5 - для прямозубых передач [1 c. 32],
yba = 0,315 -
коэффициент ширины колеса [1 c. 33],b = 1,1 - при
симметричном расположении колес [1 c. 32]= 49,5×(5+1)×[578,9×103×1,1/(4642×52×0,315)]1/3 = 214 мм
Принимаем
по ГОСТ 2185-66 [1 с. 36] aW = 200 мм
2.5 Модуль зацепления
= (0,01 ¸ 0,02)аW
= (0,01 ¸ 0,02)×200 = 2,0 ¸ 4,0 мм
Принимаем по ГОСТ 9563-60 [1 c. 36] m = 2 мм
2.6 Число зубьев
·
суммарное zc =
2aW/m = 2×200/2 =
200,
·
шестерни z1 =
zc/(u+1) = 200/(5+1) = 33,
·
колеса z2 = zc-z1
= 200- 33 = 167;
уточняем передаточное отношение:
= z2/z1 = 167/33 = 5,06.
2.7 Основные размеры зубчатой пары:
делительные диаметры:
= mz1 = 2×33 = 66 мм,= 167×2 = 334 мм;
диаметры выступов:
= d1+2m = 66+2×2 = 70 мм,= 334+2×2 = 338 мм;
диаметры впадин:
= d1- 2,5m = 66 - 2,5×2 = 61 мм:= 334-2,5×2 = 229 мм;
ширина колеса:
= ybaaW = 0,315×200 = 63 мм;
ширина шестерни:
= b2+5 = 63+5 = 68 мм;
коэффициент ybd = b1/d1 = 68/66 = 1,03.
2.8 Окружная скорость
= pdn/6×104 = p×66×495/6×104 = 1,71 м/с.
Принимаем 8-ю степень точности.
2.9 Уточняем коэффициент нагрузки:
= KHbKHV = 1,05×1,04 = 1,09,
где KHb = 1,04 -
коэффициент, учитывающий неравномерность
распределения нагрузки по ширине венца [1c. 39],= 1,05 - динамический
коэффициент [1c. 40].
2.10 Расчетное контактное напряжение
=
=
310/200×[578,9×103 ×1,09×(5,06+1)3/(63×5,062)]1/2 = 457 МПа.
Недогрузка
(464-457)·100/464 = 1,5%
2.11 Силы действующие в зацеплении
·
окружная Ft =
2T3/d2 = 2×578,9×103/334 = 3466 Н;
·
радиальная Fr =
Fttga = 3466×tg20° =1262 H.
2.12
Проверка зубьев по напряжениям изгиба. Расчетное изгибное напряжение
sF = FtKFYF/(bm),
где Y - коэффициент формы зуба [1c. 42]:
при z1 = 33 ®
YF1 = 3,77
при z2 = 167 ®
YF2 = 3,60
отношение [sF]/YF:
шестерня [sF]1/YF1
= 257/3,77 = 68,2 МПа;
колесо [sF]2/YF2 =
226/3,6 = 62,8 МПа;
так как [sF]2/YF2
< [sF]1/YF1 то расчет ведем по зубьям колеса.
коэффициент нагрузки [1c. 42].
= KFbKFV = 1,10×1,25 = 1,38,
где KFb = 1,10 -
коэффициент концентрации нагрузки [1c. 43],= 1,25 - коэффициент динамичности
[1c. 43].
sF2 = 3466×1,38×3,6/(63×2) = 137 МПа.
Условие sF2 < [sF]2 выполняется.
3.
Предварительный расчет валов
3.1 Быстроходный вал
= [16×120,0×103/(p×15)]1/3 = 34 мм,
где
[tк] = 15÷20 МПа - допускаемое напряжение на кручение;
принимаем
диаметр выходного конца dв1 = 35 мм,
диаметр
вала под уплотнением dу1 = 40 мм,
диаметр
вала под подшипником dп1 = 45 мм,
Вал
выполнен заодно с шестерней.
3.2 Тихоходный вал
> [16×578,9×103/(p×20)]1/3 = 53 мм;
принимаем диаметр выходного
конца dв3 = 55 мм,
диаметр вала под уплотнением
dу3 = 60 мм,
диаметр вала под подшипником
dп3 = 65 мм,
диаметр вала под колесом dк3
= 70 мм.
3.3 Конструктивные размеры колеса
длина ступицы lcт = (1,0 ¸ 1,5)dк = (1,0 ¸ 1,5)×70 = 70 ¸105 мм,
принимаем lст = 100 мм
толщина обода S = 2,2m+0,05b2 = 2,2×2+0,05×63 = 8 мм
толщина диска С > 0,25b2 = 0,25×63 = 16 мм
4.
Расчет плоскоременной передачи
.1 Диаметр малого шкива
= 6×(42,7×103)1/3 =209 мм,
принимаем
по ГОСТ 17383-73 [1c. 120] d = 200 мм
4.2 Диаметр большого шкива
= d1u(1-e) = 200×2,94×(1-0,01) = 582 мм,
примем d2 = 560 мм.
Уточняем передаточное
отношение:
зубчатый передача
закрытый вал
u = d2/d1(1-e) = 560/200×(1-0,01) = 2,83.
.3 Межосевое расстояние
= 2(d1+d2) = 2×(200+560) = 1520 мм.
.4 Длина ремня
= 2a+0,5p(d1+d2)+(d2-d1)2/(4a) =
= 2×1520+0,5p(200+560)+(560-200)2/(4×1520) = 4255 мм.
.5 Угол обхвата малого
шкива
a1 = 180-57(d2-d1)/a = 180-57×(560-200)/1520 = 167°
.6 Скорость ремня
= pd1n1/60000 = p×200×1455/60000 = 15,2 м/с.
.7 Окружная сила
= P/V = 6,51×103/15,2 = 428 Н.
4.8 Выбираем ремень Б800 с числом прокладок
= 3, dо = 1,5 мм, ро
= 3 Н/мм [1c. 119]
4.9 Коэффициент угла обхвата
= 1-0,003(180-a1)
= 1-0,003×(180-167)
= 0,96.
Коэффициент, учитывающий влияние скорости ремня
= 1,04-0,0004V2 = 1,04-0,0004×15,22 = 0,95.
Коэффициент угла наклона передачи СН = 1,0.
Коэффициент режима работы Ср = 1,0 - при постоянной нагрузке.
4.10 Допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки
[p] = poCaCНСрСv = 3×0.96×0.95×1.0×1.0 = 2.74 Н/мм.
4.11 Ширина ремня
> Ft/(z×[p]) = 428/(3×2,74) = 52 мм,
примем b = 63 мм [1c. 50].
4.12 Предварительное натяжение ремня
= s0×b×d = 1,8×63×4,5 = 510 Н,
где s0 = 1,8 МПа -
для кожаных ремней,
d = 4,5 мм - толщина ремня.
4.13 Нагрузка на вал
в = 3F0sina1/2
= 3×510sin167°/2 = 1520 Н.
5. Подбор и проверка подшипников
.1 Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии N209
- для быстроходного вала и N213 - для тихоходного вала
N
|
d мм
|
D мм
|
В мм
|
С кН
|
С0 кН
|
209
|
45
|
85
|
19
|
33,2
|
18,6
|
213
|
65
|
120
|
23
|
56,0
|
34,0
|
.2 Схема нагружения быстроходного вала
Рис.
5.1 - Расчетная схема ведущего вала.
Горизонтальная
плоскость:
åma = 78Ft -
Bx156 = 0,= Ax = Ft/2 = 3466/2 = 1733 H,= 1733×78
=135,1 H×м.
Вертикальная
плоскость:
=
(1520×80+1262×78)/156 =1410
H,
=
Fв+By - Fr =1520+1410-1262 =1668 H,
=1520×80 = 121,6 Н×м,= 1410×78 = 110,0 Н×м.
Суммарные реакции опор:
= (17332
+16682)1/2 = 2405 Н,
=
(17332 +14102)1/2 = 2234 Н.
5.3 Эквивалентная нагрузка. Расчет ведем по наиболее нагруженному
подшипнику А
В случае отсутствия осевой нагрузки:
= XVFRBKбKт = 1×1×2405×1,5×1 = 3608 Н,
где Х = 1 - коэффициент радиальной нагрузки,= 1 - вращается внутреннее
кольцо подшипника [1c. 212],
Кб = 1,5 - коэффициент безопасности [c. 214],
КТ = 1 - работа при t < 100o C [c. 214].
.4 Расчетная долговечность подшипника
= 106/(60×495)×(33,2×103/3608)3 = 26234 часа
Полученное
значение больше ресурса работы привода Т=24000 часов
.5
Схема нагружения тихоходного вала
На
тихоходный вал действует неизвестная консольная сила от цепного конвейера.
Принимаем ее равной Fв = 4000 Н
Рис.
5.2 - Расчетная схема ведомого вала.
Горизонтальная
плоскость:
åmс =100Fв +
80Ft - 160XD= 0,
XD=
(4000·100 + 3466·80)/160 = 4233 H,= 4000 - 3466 + 4233 = 4767 Н,= 4000×100 = 400,0 H×м.= 4233×80 = 338,6 H×м.
Вертикальная
плоскость:
=
YD = Fr/2 =1262/2 = 631 H,= YC56 = 631×80 = 50,5 Н×м,
Суммарные реакции опор:
= (47672
+ 6312)1/2 = 4809 Н.
= (42332
+ 6312)1/2 = 4278 Н.
.6 Эквивалентная нагрузка
Р = 4809×1,5 =
7213 Н.
.7 Расчетная долговечность подшипника
= 106/(60×99)×(56,0×103/7213)3 = 78.8 тыс часа.
Полученное
значение больше ресурса работы привода Т=24000 часов
6. Уточненный расчет валов
.1 Быстроходный вал
Так как вал изготовлен заодно с шестерней, то в опасном сечении (под
шестерней) диаметр вала намного превосходит расчетный. Рассмотрим сечение С - С
под опорой А. Концентрация напряжений, обусловлена подшипником, посаженным с
гарантированным натягом.
Материал вала - сталь 45, термическая обработка-улучшение sв=780 МПа.
Пределы выносливости:
·
при изгибе s-1 » 0,43sВ = 0,43×780 = 335
МПа
·
при кручении t-1 » 0,58s-1 = 0,58×335 = 193 МПа
Суммарный изгибающий момент Ми = Му = 121,6 Н×м
Осевой момент сопротивления:
= pd3/32 = p×453/32 = 8,95×103 мм3.
Полярный момент сопротивления:
= 2W = 2×8,95×103 = 17,9×103 мм3.
Амплитуда нормальных напряжений:
sV = МИ / Wнетто = 121,6×103/8,95×103 = 13,6 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
tV = tm = Т1/(2Wр) =
120,0×103/(2×17,9×103) = 6,7 МПа.
Коэффициенты:
s/es = 3,8 [1c. 166];t/et = 0,6(ks/es)+0,4 = 0,6×3,8+0,4 = 2,7;
yt = 0,1.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
=
335/(3,8×13,6) = 6,5
Коэффициент
запаса прочности по касательным напряжениям.
=
193/(2,7×6,7+0,1×6,7) = 10,3
Общий
коэффициент запаса прочности.
= 10,3×6,5/(6,52 +10,32)1/2 = 5,5 > [s] = 2,5 [1c. 162]
.2
Тихоходный вал
Опасное сечение Е - Е проходит под опорой С. Концентрация напряжений
обусловлена подшипником посаженным с гарантированным натягом
Суммарный изгибающий момент:
Ми = Мy= 400 Н×м.
Осевой момент сопротивления:
= pd3/32 = p×653/32 = 27,0×103 мм3.
Полярный момент сопротивления:
= 2W = 2×27,0×103 = 54,0×103 мм3.
Амплитуда нормальных напряжений:
sV = МИ / Wнетто = 400×103/27,0×103 =14,8 МПа.
Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений:
tV = tm = Т3/(2Wр) =
578,9×103/(2×54,0×103) = 10,7 МПа.
Коэффициенты:
yt = 0,1.
Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям.
=
335/(4,6×14,8) = 4,9
Коэффициент
запаса прочности по касательным напряжениям.
=
193/(2,7×10,7+0,1×10,7) = 6,4
Общий
коэффициент запаса прочности.
= 6,4×4,9/(6,42 + 4,92)1/2 = 3,9 > [s] = 2,5 [1c. 162]
7.
Выбор и проверка шпоночных соединений
.1
Для соединения валов с деталями выбираем призматические шпонки по ГОСТ 23360-78
[c. 169]
Напряжение
смятия шпонки:
= 100
МПа [c. 170]
где
l - длина шпонки; b - ширина шпонки; t1 - глубина паза вала
.2
Быстроходный вал. Шпонка на выходном конце ведущего вала
´h´l=10´8´40 мм
sсм = 2×120000/35×(8 - 5)×(40 - 10) = 76,2 МПа.
.3
Тихоходный вал. Шпонка под колесом b´h´l = 20´12´90 мм
sсм = 2×578,9×103/[70×(12 - 7,5)×(90 - 20)] =
52,5 МПа
7.4 Шпонка на выходном конце b´h´l = 16´10´70 мм
sсм = 2×578,9×103/[55×(10- 6,0)×(70- 16)] =97,5 МПа.
Условие sсм < [s]см выполняется во всех случаях
8. Конструктивные элементы корпуса
.1 Толщина стенки корпуса и крышки редуктора
d = 0,025аW+1 = 0,025×200+1 = 6 мм,
принимаем d =
8 мм.
8.2 Толщина фланцев
= 1,5d = 1,5×8 = 12 мм.
8.3 Толщина нижнего пояса
р = 2,35d = 2,35×8 = 20 мм.
8.4 Толщина ребер
= b = 8 мм
8.5 Диаметр болтов
·
фундаментных: d1
= 0,036аW +12 = 0,036×200+12 = 19 мм,
примем болты М20;
·
болты у
подшипников d2 = 0,75d1 = 0,75×20 = 15 мм,
примем болты М16;
·
болты,
соединяющие крышку с корпусом d3 = 0,6d1 = 0,6×20 = 12 мм,
примем болты М12.
8.6
Наименьший зазор между колесом и стенкой корпуса
·
по диаметру А » 1,2d = 1,2×8 = 10 мм;
·
по торцам А1 » d = 8 мм.
9. Смазка редуктора
.1 Смазка зубчатого зацепления осуществляется окунанием колес в масляную
ванну
Объем масляной ванны:
= (0,5 ¸ 0,8)Р =
(0,5 ¸ 0,8)×6,5 » 4,0 л.
Рекомендуемое значение вязкости масла при окружной скорости колес
= 1,7 м/с ® n = 34×10-6 м2/с.
По этой величине выбираем масло индустриальное И-30А [1c. 253].
9.2 Смазка подшипниковых узлов - консистентная
В качестве смазочного материала выбираем пластичный смазочный материал
УТ-1.
10.Выбор посадок
Посадки назначаем согласно рекомендациям [1c. 263]:
посадка зубчатого колеса на вал Н7/р6 по ГОСТ 25347-82;
посадка полумуфты и шкива на валы редуктора Н7/n6;
шейки валов под подшипник выполняем с отклонением вала k6.
Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.
11.Сборка
редуктора
Перед сборкой внутреннюю поверхность корпуса тщательно очищают и
покрывают маслостойкой краской.
Сборку проводят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с
узлов валов:
·
на ведущий вал
насаживают мазеудерживающее кольцо, втулку и шарикоподшипники, предварительно
нагретые в масле до 100оС,
·
В ведомый вал
закладывают шпонку и напрессовывают колесо до упора в бурт вала, затем
нагревают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и предварительно нагретые
подшипники.
Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку
корпуса. Для центровки устанавливают крышку с помощью двух конических штифтов,
затем затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.
После этого в подшипниковые камеры закладывают пластичную смазку,
устанавливают регулирующие прокладки и ставят крышки подшипников.
Перед постановкой сквозных крышек в них вставляют манжетные уплотнения.
На выходной конец ведущего вала в шпоночную канавку закладывают шпонку,
надевают и закрепляют шкив ременной передачи.
Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия и жезловый
маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.
Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по
программе, установленной техническими условиями.
Литература
1. Курсовое
проектировании деталей машин. /С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. -
М.: Машиностроение, 1988. - 416 с.
.
Чернилевский Д.В. Проектирование деталей машин и механизмов. - М.: Высш. шк.
1980.
. Шейнблит
А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Высш. шк., 1991.-432 с.
. Дунаев Н.В.
Детали машин. Курсовое проектирование. - М. 2002 г.
. Альбом
деталей машин.
. Анурьев
В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1-3 - М.:Машиностроение, 1978.
. Федоренко
В.А., Шошин А.И. Справочник по машиностроительному черчению. - Л.:
Машиностроение, 1988.