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 ПРИВОДА

 

Исходные данные к расчету:

Окружное усилие F_t= 4,0 кН;

Скорость ленты м/с.

Диаметр барабана мм

Число 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 конвейера

  1.1 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 привода

Вычисления параметров привода сведем в таблицу 1.

Таблица 1.

Параметр		Вал	Последовательное соединение элементов привода по кинематической схеме
			дв-оп-зп-м
Мощность Р, кВт		дв Б Т вых	Рдв=7,5  Р1=Рдвhо.п.hпк=7,5·0,98·0,99=7,27  Р2=Р1hзпhпк=7,27·0,98·0,99=7,06  Рвых=Р2hмhпс=7,06·0,99·0,99=6,92
Частота враще-ния n, об/мин	Угловая скорость w, рад/с	дв Б Т вых	nном=1500  n1=nном/Uо.п.=1500/4,5=333,3  n2=n1/ Uз.п.=333,3/5,6=59,52  nвых=n2=59,52	wном=pnном/30=157  w1=wном/ Uо.п.=157/4,5=34,9  w2=w1/ Uз.п.=34,9/5,6=6,23  wвых=w2 =6,23
Вращающий момент Т, Нм		дв Б Т вых	Тдв=Рдв103/wном=7,5∙103/157=47,77  Т1=ТдвUо.п.hо.п.hпк=47,77·4,5·0,98·0,99=208,56  Т2=Т1Uз.пhз.пhпк=208,56·5,6·0,98·0,99=1133,14  Твых=Т2hмhпс=1133,14·0,99·0,99=1110,6

2. Расчет зубчатой передачи

Расчеты выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 45 с средней твердостью

 

H₁ = 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 прочность

где  /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.

Тогда

Принимаем стандартное значение равное 340 мм

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

Ширина колеса

Округляем 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 колеса

Подставляя найденные значение в формулу

Принимаем стандартное значение модуля m = 1.

Для дальнейших расчетов принимаем модуль находящийся в диапазоне m_minи m_max

 т.е. m = 2

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

Уточненные делительные диаметры шестерни и колеса находим по формулам:

Проверим межосевое расстояние передачи по зависимости:

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса определяем по зависимостям:

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Проверку выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/

в зубьях колеса

где (для прямозубых передач) – коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

=1 – коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передачи:

 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

 - окружная сила

Тогда

в зубьях шестерни

 - коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

Тогда

Условия 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 редуктора   3.1 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.

[τ]_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 вал Эскиз тихоходного вала см. на рисунке 3.

Рисунок 3

Под элемент открытой передачи:

,

где  - крутящий момент на быстроходном валу.

Принимаем  по ГОСТ 6636-69

[τ]_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).