Проектирование привода ленточного транспортера

СОДЕРЖАНИЕ

• 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА 2
• 1.1 Подбор электродвигателя 2
• 1.2 Разбивка передаточного отношения привода 3
• 1.3 Определение кинематических и силовых параметров на валах привода 4
• 2. Расчет зубчатой передачи 5
• 3. Расчет валов редуктора 11
• 3.1 Ориентировочный расчет 11
• 3.2 Эскизная компоновка I этап. 14
• 3.3 Определение усилий в зацеплениях 15
• 3.4 Определение реакций в опорах 16
• 3.5 Расчет подшипников 22
• 4. Описание принятой системы смазки и выбор марки масла 25
• 5. Проверочный расчет шпоночных соединений на срез и на смятие 27
• 5.1 Выбор материала шпонок 27
• 5.2 Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу 28
• 5.3 Расчет шпоночных соединений на тихоходном валу 28
• 5.4 Расчет шпоночных соединений под полумуфту 29
• 6. Описание процесса сборки редуктора 30
• 7. Подбор муфт 31
• СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 32
• ПРИЛОЖЕНИЯ 33
• СОДЕРЖАНИЕ 34

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДАИсходные данные к расчету:Окружное усилие Ft = 4,0 кН;Скорость ленты м/с.Диаметр барабана ммЧисло оборотов двигателя Передаточное число открытой передачи Схему привода смотри на рисунке 1.Рисунок 1. Кинематическая схема привода.1 - электродвигатель, 2 - ременная передача, 3 - редуктор, 4 - зубчатая муфта, 5 - приводной барабан конвейера1.1 Подбор электродвигателя

Вычисляем требуемую мощность рабочей машины:

Определяем общий КПД:

,

где:

КПД открытой передачи (ременной) ;

КПД закрытой передачи (цилиндрической) ;

КПД подшипников ;

n - количество пар подшипников;

КПД муфты ;

m - количество муфт.

Требуемая мощность электродвигателя

Выбираем двигатель:

Тип: 4АМ 132S4У3 ГОСТ 19523-81

Мощность:

Частота вращения асинхронная:

1.2 Разбивка передаточного отношения привода

Определяем частоту вращения приводного вала

,

где D - диаметр барабана ленточного конвейера.

Находим общее передаточное число

Разбивка передаточного числа

Исходя из стандартных параметров передаточных отношений для цилиндрической закрытой передачи принимаем:

1.3. Определение кинематических и силовых параметров на валах приводаВычисления параметров привода сведем в таблицу 1.Таблица 1.2. Расчет зубчатой передачиРасчеты выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/В качестве материала для шестерни выбираем сталь 45 с средней твердостьюH1 = 205НВ (нормализация).Для колеса выбираем сталь 35 с средней твердостью H2 = 182НВ (нормализация).Предварительное значение межосевого расстояния:где К = 10 - коэффициент зависящий от поверхностной твердости колеса и шестерни (H1 ? 350, H2 ? 350)Окружная скорость: Найдем допускаемые контактные напряжения и :где - предел контактной выносливости, - для Н ? 350,тогда для шестерни:для колеса - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала, ; - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса при условии - число циклов, соответствующее перелому кривой усталости; - ресурс передачи.В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших , поэтому при принимают . Для длительно работающих быстроходных передач , следовательно, - коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем - коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.При H ? 350 HB Тогда принимаем Допускаемые напряжения для цилиндрических передач равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса .Для цилиндрических и конических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения вычисляются по формуле:Допустимое напряжение для Стали 35 (нормализация) Условие на выносливость по контактным напряжениям соблюдено.Согласно ГОСТ 21354-87 допускаемый запас прочности обеспечен:Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:где - для прямозубых передач, - коэффициент ширины, зависящий от положения колес относительно опор.Для колес расположенных консольно - коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочностьгде /1, табл.2.6/- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения. /1, табл.2.7/ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий. /1, табл.2.8/ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.ТогдаПринимаем стандартное значение равное 340 ммПредварительные основные размеры колеса:Делительный диаметр:Ширина колесаОкругляем в ближайшую сторону до стандартного значения Ширина шестерни: Максимально допустимый модуль передачи определяют из условия неподрезания зубьев у основания:Принимаем стандартное значение модуля m = 6.Минимальное значение модуля передачи определяют из условия прочности:где - для прямозубых передач, /1, табл.2.9/ - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.- допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, выбирают наименьшее из и где - предел выносливости, - для Н ? 350,тогда для шестерни:для колеса - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес ; (для длительно работающих передач) - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса,- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости. - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки Тогда для шестерни:для колесаПодставляя найденные значение в формулу Принимаем стандартное значение модуля m = 1.Для дальнейших расчетов принимаем модуль находящийся в диапазоне mmin и mmax т.е. m = 2Суммарное число зубьевЧисло зубьев шестерниЧисло зубьев колеса внешнего зацепления:Уточненные делительные диаметры шестерни и колеса находим по формулам:Проверим межосевое расстояние передачи по зависимости:ммДиаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса определяем по зависимостям:Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:Проверка зубьев колес по напряжениям изгибаПроверку выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/в зубьях колесагде (для прямозубых передач) - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,=1 - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передачи: - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, - окружная силаТогдав зубьях шестерни - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряженийТогдаУсловия напряжение изгиба соблюдаются.Заметим, что запас прочности превышает 30%, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев.3. Расчет валов редуктора3.1 Ориентировочный расчет

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

Эскиз быстроходного вала см. на рисунке 2.

Быстроходный вал

Рисунок 2

Под полумуфту:

,

где - крутящий момент на быстроходном валу.

[ф]k = 15…20 МПа.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

.

Принимаем .

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

,

где t = 3,5 мм - высота заплечика /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

.

Принимаем

Под шестерню:

,

где r = 2,5 мм /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

- определим графически на эскизной компоновке.

Под подшипник:

Принимаем

Тихоходный валЭскиз тихоходного вала см. на рисунке 3.

Рисунок 3

Под элемент открытой передачи:

,

где - крутящий момент на быстроходном валу.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

[ф]k = 15…20 МПа.

.

Принимаем .

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

,

где t = 4,6 мм /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

.

Принимаем .

Под колесо:

,

где r = 3,5 мм /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

- определим графически на эскизной компоновке.

Под подшипник:

Принимаем

3.2 Эскизная компоновка I этап.

1. Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов.

3. Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х =15 мм; такой же зазор предусматривается между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у = 4х (60 мм).

5. Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и l, полученных в проектном расчете валов.

6. На 2-й и 4-й ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам d, D, В.

На быстроходном валу - радиальные шариковые однорядные типа 209 по ГОСТ 8338-75.

На тихоходном валу - радиальные шариковые однорядные типа 316 по ГОСТ 8338-75.

7. Определяем расстояния lБ и lТ между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Для радиальных подшипников точка приложения реакций лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала: .

8. Определяем точки приложения консольных сил:

Считаем, что в полумуфте точка приложения силы Fм находится в торцевой плоскости выходного конца быстроходного вала на расстоянии lм от точки приложения реакций смежного подшипника.

Сила давления цепной передачи Fоп принять приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии lоп от точки приложения реакции смежного подшипника.

9. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.3.3 Определение усилий в зацеплениях

T1=208,56 Hм - крутящий момент на тихоходном валу

T2=1133,14 Hм - крутящий момент на тихоходном валу

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Радиальная сила на колесе, равная радиальной силе на шестерне:

где - стандартный угол, ;

Консольная нагрузка от шкива ременной передачи на быстроходном валу:

Консольная нагрузка от муфты на тихоходном валу:

3.4 Определение реакций в опорах

Эпюры быстроходного вала изображены на рисунке 4.

Рисунок 4

1) Вертикальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

2) Горизонтальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

3 сечение.

3) Строим эпюру суммарных моментов:

; ;

;

;

.

4) Определяем суммарные реакции опор:

Эпюры тихоходного вала изображены на рисунке 5.

Рисунок 5

Вертикальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

3 сечение.

3) Строим эпюру суммарных моментов:

;

;

;

;

.

Определяем суммарные реакции опор:

3.5 Расчет подшипников

На быстроходном валу устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75 (106). (см. рисунок 6)

Рисунок 6

Так как , то расчет подшипников будем производить по критерию динамической грузоподъемности.

1. Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

,

где ;

- коэффициент безопасности;

- при t < 100оС

2. Ресурс долговечности:

при 90% надежности;

для шарика

для шарика

Долговечность обеспечена.

На тихоходном валу устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75 (315). (см. рисунок 7)

Рисунок 7

Так как , то расчет подшипников будем производить по критерию динамической грузоподъемности.

1. Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

,

где ;

- коэффициент безопасности;

- при t < 100оС

2. Ресурс долговечности:

при 90% надежности;

для шарика

для шарика

Долговечность обеспечена.

4. ОПИСАНИЕ ПРИНЯТОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И ВЫБОР МАРКИ МАСЛА

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

Смазывание зубчатого зацепления.

а) способ смазки:

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до12,5 м/с.

б) выбор сорта масла:

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях уН и фактической окружной скорости колес V.

уН =480МПа

V = 1,16 м/с

По таблице определяем сорт масла: И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87

68-класс вязкости, И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок

в) определение уровня масла:

в цилиндрических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья колеса

2·m < hм < 0,25d2

2·2 < hм < 0,25·578 = 144,5

г) контроль уровня масла:

для наблюдения за уровнем масла, находящегося в корпусе редуктора выбираем жезловый маслоуказатель, т.к. он удобен для осмотра, его конструкция проста и достаточно надежна.

д) слив масла:

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой (с цилиндрической резьбой).

е) отдушины:

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

5. Проверочный расчет шпоночных соединений на срез и на смятиеПодбор шпоночных соединений был выполнен в процессе 1-го этапа эскизной компоновки. Все шпонки призматические (ГОСТ 233360-78) (см. рисунок 8)Шпонка испытывает напряжение смятия боковых поверхностей (см) и напряжение среза (ср), которые и необходимо рассчитать. Расчет носит проверочный характер.Рисунок 8где Т - крутящий момент на валу, Нмм;d - диаметр вала, мм; t2 - глубина шпоночного паза cтупицы, мм;lp - рабочая длина шпонки, мм; (за вычетом закруглений)рис. 14b - ширина шпонки, мм; - допускаемое значение напряжения смятия боковых поверхностей шпонки. - допускаемое значение напряжения среза.5.1 Выбор материала шпонокДля всех шпонок выбираем качественную углеродистую сталь марки 45.Для шпонки из материала сталь 45 в соответствии при посадке с натягом=130200 МПа;

МПа;

5.2 Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу

Подбираем шпонку под шкив по диаметру вала d=38 мм по ГОСТ 23360-78:

Шпонка 10832 ГОСТ 23360-78.

Т=208,56 Нмм

d=36 мм

h=8 мм

t2=3,3 мм

l=32 мм

;

МПа < МПа.

;

ср=45,26 МПа < [ср]=78120 МПа;

Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.

5.3 Расчет шпоночных соединений на тихоходном валу

Подбираем шпонки под колесо по диаметру вала d=120 мм по ГОСТ 23360-78 Шпонка 321890 ГОСТ 23360-78;

Т=1133,14 кН·мм

d=120 мм

h=18 мм

t2=5,4 мм

lp=90 мм

МПа;

МПа < МПа.

МПа;

ср=6,57 МПа < [ср]=78120 МПа;

Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.

5.4 Расчет шпоночных соединений под полумуфту

Подбираем шпонки под полумуфту по диаметру вала d=67 мм по ГОСТ 23360-78

Шпонка 201270 ГОСТ 23360-78;

Т=1133,14 кН·мм

d=67мм

h=12 мм

t2=4,9 мм

lp=70 мм

МПа;

МПа < МПа.

МПа;

ср=24,16 МПа < [ср]=78120 МПа;

Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.

6. Описание процесса сборки редуктораПеред сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:-на ведущем валу устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-1000С, взаимное расположение подшипников фиксируют установочной гайкой.-в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают подшипники, 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 ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.Затем ввёртывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.7. Подбор муфт

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного и тихоходного валов редуктора применяем упругие втулочно-пальцевые муфты.

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Нм, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Тр, который должен быть в пределах номинального:

Тр = КрТ1? Т

При разработке компоновочного чертежа для соединения редуктора с двигателем ориентировочно была выбрана соединительная муфта:

Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-42-I ГОСТ 21424-93

Выполняем проверку выбранной муфты.

Муфта является пригодной при выполнении условия:

Тмуфт>Трасч•Kр, где

Тмуфт=500 Н•м,

Трасч=Т1=208,56 Н•м,

Kр - коэффициент режима нагрузки, Kр=1,25

Тмуфт=500 Н•м >208,56•1,25=260,7 Н•м.

Условие выполняется, следовательно, выбранная муфта является пригодной.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447 с., ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт. - Б. ц.