Механический привод ленточного конвейера

 

Белорусский национальный технический университет

 

Факультет информационных технологий и робототехники

 

Кафедра “Детали машин, подъемно-транспортные машины и механизмы”

 

Группа 107616

 

ПРИВОД КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исполнитель:                                    Климко Сергей       

                                                                              Валентинович

                                                       

Руководитель:                      Ким Ирина

                                                       Павловна

 

 

 

 

 

Минск 2008г.

 

Содержание

 

1.Назначение и описание работы привода

2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

3.Выбор материалов

4.Расчет передач

4.1.Расчет конической передачи

4.2.Расчет ременной передачи

5.Расчет передач на ЭВМ

6.Предварительный расчет валов и выбор подшипников

6.Конструктивные размеры шестерни и колеса

7.Конструктивные размеры  корпуса редуктора

8.Выбор и проверочный  расчет муфты

9.Проверка долговечности  подшипников

10.Проверка прочности шпоночных соединений

11.Расчет валов на  выносливость.

12.Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей.

13.Выбор сорта масла

14.Сборка редуктора

Литература

Приложение:

Расчет передач на ЭВМ

Спецификация

Компоновочная схема

 

 

 

 

 

 

Кинематическая  схема

        

 

 

 

 

 

 

 

Дано: ;

           V= 1,4м/с;

           ;

           t= 85мм;

           L= 6 лет;

           ;

           ;

 

 

 

 

1. Назначение и описание работы привода.

Привод является неотъемлемой частью любой машины.

Механический привод ленточного конвейера представляет собой совокупность электродвигателя, вращение от которого посредством поликлиновойй  передачи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью цепной муфты соединён с ведущим валом    барабана ленточного конвейера.

Электродвигатель – трехфазный серии 4А . Был выбран для привода  системы так как позволяет  эксплуатировать ее в режиме близком  к постоянному.

Закрытая передача – одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами. Колеса имеют прмые зубья.

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.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и соответственно повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению  с ведущим.

Поликлиновая передача  рассматривается обычно как понижающая угловую скорость приводного вала. В кинематической схеме привода она занимает место между электродвигателем и редуктором. В редких случаях она может служить для повышения угловой скорости.

Муфта – цепная. Устраняет несоосности  валов. В качестве соединительного  элемента полумуфт-звездочек применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения валов.

 

 

                                                 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.Выбор электродвигателя  и кинематический расчет привода.

2.1.Определяем общий КПД привода по формуле (1.2)[1]:

где - КПД конической передачи,

        - КПД муфты,

        - КПД подшипников,

        - КПД ременной передачи.

По табл.1.1,[1] принимаем:

     

    ,

    

     

тогда  

2.2.Определяем требуемую мощность двигателя по формуле (1.1)[1]:

кВт.

Где кВт.

2.3. Для выбора электропривода надо знать частоту приводного вала:

,

,

2.4. Подбираем электродвигатель и указываем его марку:

По ГОСТ 19523-81 (см.табл.П1 приложения[1])по требуемой мощности кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4AA132S8 с параметрами

кВт и скольжением 

       

2.5.Общее передаточное отношение привода:

; 

По ГОСТ 2185-66 выбираем значение передаточного отношения конической передачи,стр.36[1]:

 

 

 

; тогда   .

2.6.Определяем мощность на валах:

                                         

кВт;

кВт;

кВт.

 

2.7.Частота вращения валов:

     ;

.

2.8.Крутящий момент  на валах:

Н м;

Н м;

Н м;

 Н м.

2.9.Результаты расчетов сводим в таблицу:

Вал	P,кВт	n,	Т,Нм
1	3,00	719.25	75.86
2	2,89	378.55	229.48
3	2,80	120.18	222.64

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.Выбор материалов

3.1.Материалы  для зубчатых колес выбираем  (табл.4.1.1)[2]:

Для шестерни: сталь 40X ТВЧ 38HRC;

Для колеса: сталь 40X термообработка- улучшение 280HB.

3.1.1.                               

Шестерня     38 HRC     750

 Колесо          285 HB    640

3.2.Определим допускаемые  контактные напряжения:

3.2.1. Базовое число циклов

     (рис.4.1.3.)

  ,

  .

3.2.Эквивалентное число циклов:

  ;

  ч.

  где с =числу зацеплений  зуба за один оборот колеса (рис.4.1.5)

            с=1;

коэффициент, учитывающий изменение  нагрузки передачи в соответствии с  циклограммой (рис.4.1.1.)

.

-ресурс работы редуктора

,

.

 

3.2.3. Коэффициент долговечности рассчитываем по формуле:

,

.

3.2.4.Предел контактной выносливости рассчитаем по (табл.4.1.3.), МПа:

 МПа,

 МПа.

3.2.5.Допускаемые контактные напряжения:

.

где S_H(1)(2)=1.1- для зубчатых колес с однородной структурой

 МПа,

  МПа.

 

3.2.6. Расчетные допускаемые контактные напряжения:

Для конических колес:

   MПа,

3.3.Расчет допускаемых  напряжений на изгиб:

3.3.1.Базовое число циклов напряжений

3.3.2.Эквивалентное число циклов:

,

 МПа,

МПа.

3.3.3.Коэффициент долговечности:

.

,

.

3.3.4.Придел выносливости зубьев при изгибе:

  (табл.4.1.3.)[2]

 МПа,

  МПа.

3.3.5.Допускаемые изгибные напряжения:

  МПа,

S_F= 1.75 (табл.10.16)[2];

 МПа,

 МПа.

3.4.Допускаемые напряжения  при действии max. нагрузки:                     

Контактные: МПа; МПа.

Изгибные: МПа;    МПа.

 

 

 

4.Расчет передач.

4.1Расчет конической передачи.

4.1.1.Расчет диаметра шестерни и колеса и выбор основных параметров передачи:

4.1.2.Расчетный средний диаметр шестерни:

  ,мм.  

где k_d =75   ;

- коэффициент ширины шестерни  относительно ее диаметра                                  

- коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине  венца.  =f(HB, ) (рис. 4.2.2а, б- схемы 1,2)[1]. =1.

- коэффициент внешней динамической  нагрузки (табл. 4.2.9.)[1] =1,1

     

Тогда: мм.

4.1.3.Ширина венца зубчатых колес:

;

  ,мм.     

4.1.4.Угол делительного конуса:

,град.

4.1.5.Внешний делительный диаметр шестерни:

 мм.

 

Полученное значение согласно ГОСТу 12289-76 округляем до ближайшего стандартного =250 мм. Берем ,мм

4.1.6.Принимаем (табл. 4.2.13)[1]   тогда , определяем модуль зацепления:

,мм.   

 Проверка: , у нас - верно.

4.1.7.Действительное передаточное число:

 

4.1.8. Делительные внешние диаметры:

 мм,

 мм.

4.1.9.Действительное внешнее конусное расстояние:

 мм.

4.1.10. Средние делительные диаметры:

 мм,

  мм.

4.1.11 Радиальный зазор

 

4.1.12 Внешняя высота головки зуба:

 мм,

 мм,

4.1.13 Внешняя высота зуба:

 мм,

4.1.14. Внешние диаметры вершин зубьев

мм,

мм.

4.1.15. Внешняя высота ножки зуба:

 мм,

 мм,

 

4.1.16.Окружная сила в зацеплении:

 Н,

4.1.17.Окружная скорость колес:

 м/с.

4.1.18.Степень точности равна f(V, ) (табл.4.2.8)[1]

9-я степень точности

 

4.1.19Проверкп расчетных контактных напряжений на выносливость:

 

4.1.20.Расчетные контактные напряжения:

 

где (4.2.1 п.2.8)[1].

  - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

  =2,5

  - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес:

  =191

  - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

  =1

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении:

=1+0.076=1.076,

   

 МПа.

При проверке у нас МПа.

 

4.1.21. Проверка расчетных напряжений изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму  зуба:

  (рис.4.2.3)[1];

 

для прямых зубьев

 

 

; .

Для шестерни:             Для колеса:    

       -слабое звено

 

4.1.22.Расчетные напряжения изгиба:

= =2144,4 H

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:

=f(HB, ) (рис.4.2.2 схемы 1,2)[1]

=1

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении:

 МПа

 у нас  

Проверка сошлась.

 

4.1.23.Проверка прочности зубьев при перегрузках:

4.1.24.Максимальные контактные напряжения:

 МПа.

 МПа- верно

4.1.25.Максимальное напряжение изгиба:

 МПа,

 МПа

 МПа,

 МПа.

Проверка сошлась.

 

4.1.26.Силы в зацеплении конических колес:

4.1.27.Уточненный крутящий момент на колесе:

 Нм

4.1.28. Окружные силы: на шестерне и колесе

 Н

  Н

4.1.29. Радиальные силы:

Н

   по ГОСТ 13755-81  стр. 27 

 Н

4.1.30.  Осевые силы:

 Н

 Н

    

 

4.2 Расчет ременной передачи.

 

4.2.1. Определяем диаметр меньшего шкива:

мм

=125 по ГОСТ1284,3-80

4.2.2. Определяем диаметр большего шкива:

мм

=250 по ГОСТ 1284,3-80

4.2.3. Определяем скорость ремня:

  м/с

4.2.4. Межосевое расстояние:

4.2.5. Выбираем количество клиньев:

Z=6

4.2.6. Определяем длину ремня:

Выбираем длину ремня 900 мм

4.2.7. Определяем межосевое расстояние, выверенное по принятой длине ремня ремня:

4.2.8. Угол обхвата на малом шкиве:

4.2.9. Усилие, действующее на вал:

 H

4.2.10. Ширина шкивов:

мм

4.2.11. Определяем силу предварительного натяжения на вал:

Н

где =1, ,

4.2.12. Давление на валы:

5.Расчет передачи на  ЭВМ

Для проверки правильности произведенных нами расчетов, мы произвели  расчет передач на ЭВМ, который представлен  в приложении1.

Анализируя данные полученные путем расчета на ЭВМ с данными полученными нами в процессе расчета  и конструирования редуктора, мы пришли к выводу , что произведенный нами расчет верен. Отсюда следует, что мы верно сконструировали наш  редуктор.

Метод расчета на ЭВМ  очень удобен для быстрой проверки полученных результатов, но не дает полной наглядности о произведенном расчете.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

6.Предварительный расчет валов и выбор подшипников.

Предварительный расчет валов проводят на кручение, принимая пониженные допускаемые напряжения.

6.1.Ведущий вал:

Вращающий момент Нм;

Допускаемое напряжение на кручение примем МПа (см.пояс-

нения к формуле (3.,16)[4]).

Определим диаметр входного конца вала по формуле (8.16)[4]:

мм,

Примем ближайшее большее значение из стандартного ряда(см.пояснения к формуле(8.16)[4])

Примем под подшипниками  мм.

Манжеты также поставим на этот диаметр

Примем роликовые радиально-упорные конические подшипники легкой узкой серии;

       По  табл.17.1.[1] ГОСТ 333-71 имеем:

Условное обозначение  подшипника	d	D	B
7207	35	72	17

Где  d – диаметр внутреннего кольца подшипника,

          D – диаметр наружного кольца подшипника,

          B – ширина шарикоподшипников.

 

6.2.Ведомый вал

Вращающий момент Нм;

Допускаемое напряжение на кручение  МПа.(см. пояснения к формуле (3.,16)[4]).

Диаметр выходного конца  вала

мм.

Принимаем ближайшее  большее значение из стандартного ряда:

мм.

Диаметр вала под подшипниками принимаем: мм

Манжеты также поставим на этот диаметр

Примем роликовые радиально-упорные конические подшипники легкой серии;

 

 

 

 

 

 

 

По табл.17.1.[1] ГОСТ 333-71 имеем:

Условное обозначение  подшипника	d	D	B
7208	40	80	18

Где  d – диаметр внутреннего кольца подшипника,

          D – диаметр наружного кольца подшипника,

          B – ширина шарикоподшипников

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

7. Конструктивные размеры корпуса редуктора.

Корпус редуктора выполняем  литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79.

Для удобства сборки корпус выполняем разборным. Плоскость  разъема проходит через оси валов, что позволяет использовать глухие крышки для подшипников. Плоскость разъема для удобства обработки располагаем параллельно плоскости основания.

Для соединения корпуса  и крышки редуктора по всему контуру  плоскости разъема выполняем фланцы. Фланцы объединены с приливами для подшипников.

 

Толщина стенки корпуса  редуктора и крышки:

принимаем h=8 мм

принимаем h=7 мм

 

Толщина фланца корпуса  редуктора и пояса крышки:

принимаем b=12 мм

принимаем b=11 мм

 

Толщина фланца нижнего пояса редуктора:

принимаем b=20 мм

 

Диаметр фундаментальных  болтов

 

принимаем =18 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

8. Выбор и проверочный расчет муфты.

 

Выбираем муфту по диаметру вала и величине вращающего момента ,

где – номинальный длительно действующий момент;

 – коэффициент режима работы; при спокойной работе =1,3 [2.стр.268].

Выбираем [T]=400Hм и диаметр вала d=35мм муфту цепную однорядную по ГОСТ 20742 – 81.[2.табл.11.4].

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

9.Проверка долговечности

подшипников.

9 .1 Проверка подшипников качения на долговечность

 

Проверочный расчет предварительно выбранных  подшипников выполняется отдельно для быстроходного и тихоходного вала. Пригодность подшипников определяется сопоставлением расчетной динамической грузоподъемности , Н., с базовой величиной , Н., или базовой долговечности , ч., с требуемой , ч., по условиям:

 

 

Требуемая долговечность подшипника предусмотрена ГОСТ  16162– 93 и составляет для зубчатых колес ≥ 25000 ч .

Расчетная динамическая грузоподъемность , Н , и базовая долговечность , ч , определяются :

 

           

                     

 

где –   эквивалентная динамическая нагрузка , Н ;

m – показатель степени , m = 3,33 ;

– коэффициент надежности , =1 ;

 – коэффициент , учитывающий  влияние качества подшипника  и качества его эксплуатации , =0,7 ;

n – частота вращения соответствующего вала , об/мин .

 

 

9.2 Расчет долговечности подшипников7208 тихоходного вала.

Для этого используем схему нагрузок (рис. 2)

Исходные данные:

 F_a= 776.8 H;  C_r= 35200 Н.; e = 0,37, = H, = H

= 26300 H , =0,4 , = 1 , = 1,2 , = 1 , = 1,56 ,

= 378.55 об/мин ;

Проверим пригодность подшипников 7208 тихоходного вала конического редуктора, работающего с умеренными толчками и вибрационной нагрузкой.

 

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок

Так как R_S1 > R_S4 , то R_a1 = R_S1 =792.2 H,

                                     R_a4 = R_S4+F_a=1468.5 H.

 

Определяем отношения :        

   

По соотношениям  и выбираем соответствующие формулы для определения :               

H

 H    

 

Определяем  динамическую грузоподъемность по большей 

Эквивалентной нагрузке :

H

     28633.6 H < 35200 H

 Определяем долговечность подшипника , ч :

ч

>

49720>9680 

Такое соотношение расчетной и вполне приемлемо.

 

9.3 Расчёт долговечности подшипников 7207 быстроходного вала.

Для этого используем схему нагрузок (рис. 1)

Исходные данные:

 F_a= 246.4 H;  C_r= 31500 Н.; e = 0,36., = H, = ,

= 22300 H , =0,4 , = 1 , = 1,2 , = 1 , = 1,45 ,

= 719.25 об/мин ;

Проверим пригодность подшипников 7207 быстроходного вала конического  редуктора, работающего с умеренными толчками и вибрационной нагрузкой.

Определяем осевые составляющие радиальных нагрузок

 

Так как R_S2 < R_S3 , то R_a2  = R_S2 + F_a=1088.2 H  ;    R_a3 = R_S3= 1213.2 H.

 

Определяем отношения :

   

По соотношениям  и выбираем соответствующие формулы для определения :

  H

H            

      Определяем  динамическую грузоподъемность по большей

Эквивалентной нагрузке :

                        

        29253 H < 31500 H

 

 Определяем долговечность подшипника , ч :

           >

32143>9680 

 

Полученная долговечность более требуемой.Такое соотношение расчетной и вполне приемлемо.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

10. Проверка прочности шпоночных

соединений.

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонки ─ Сталь 45

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих  из вала (4.1 [1])

 

 

где Т ─ крутящий момент на валу

d ─ диаметр вала

  ─ рабочая длина шпонки

l ─ полная длина шпонки

b ─ ширина шпонки

h ─ высота шпонки

t ─ глубина паза вала (таб. 4.1 [1])

=120 МПа  ─ допускаемое напряжение  при смятии

 

10.1 Расчет шпонки под  ременную передачу

d=26,8мм

b=5мм

h=5мм

t=3мм

l=32мм

=27мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

 

10.2 Расчет шпонки под шестерню

d=32мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=32мм

=22мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

 

10.3 Расчет шпонки под колесо

d=45мм

b=14мм

h=9мм

t=5,5мм

l=63мм

=49мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

10.4 Расчет шпонки под муфту

d=35мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=50мм

=40мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

 

 

10. Проверка прочности шпоночных

соединений.

Для всех шпоночных соединений принимаем призматические шпонки со скругленными концами. Материал шпонки ─ Сталь 45

Расчет проводим на смятие боковых граней шпонки выступающих  из вала (4.1 [1])

 

 

где Т ─ крутящий момент на валу

d ─ диаметр вала

  ─ рабочая длина шпонки

l ─ полная длина шпонки

b ─ ширина шпонки

h ─ высота шпонки

t ─ глубина паза вала (таб. 4.1 [1])

=120 МПа  ─ допускаемое напряжение  при смятии

 

10.1 Расчет шпонки под ременную передачу

d=26,8мм

b=5мм

h=5мм

t=3мм

l=32мм

=27мм

 

Условие прочности шпонки на смятие выполняется.

 

 

10.2 Расчет шпонки под шестерню

d=32мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=32мм

=22мм

Условие прочности шпонки на смятие выполняется

 

10.3 Расчет шпонки под колесо

d=45мм

b=14мм

h=9мм

t=5,5мм

l=63мм

=49мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

10.4 Расчет шпонки под муфту

d=35мм

b=10мм

h=8мм

t=5мм

l=50мм

=40мм

Условие прочности шпонки на смятие  выполняется.

 

    

11. Расчет валов на выносливость.

Ведущий вал:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Находим силы в зацеплении и составляем расчетные схемы :

Сила, действующая на вал от ременной передачи:

Момент при переносе силы :

Строим эпюры изгибающий моментов в горизонтальной плоскости:    

Проверка:

Строим эпюры изгибающий моментов в вертикальной плоскости:

H

Проверка:

 

Строим эпюру (рис. 1) изгибающих моментов относительно оси x в

характерных сечениях, Н·м.:

                      

 

 

Строим эпюру (рис. 1) изгибающих моментов относительно оси y в

характерных сечениях, Н·м.:

 

 Строим эпюру крутящих  моментов (рис. 1), Н·м:

 

Определяем суммарные  радиальные реакции, Н.:

 

 

Определяем диаметр  вала в опасном сечении, приняв :

, - допускаемое напряжение изгиба

, - предел выносливости при симметричном цикле нагружения,            =320 МПа.   S- коэффициент запаса прочности S=5