Привод к ленточному конвейеру. 5

Федеральное агентство по образованию РФ

Орский нефтяной техникум

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

Привод к ленточному

конвейеру

 

ОНТО.15041102.М145 ПЗ                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                        

 

 

 

 

 

 

                Руководитель                                           А.А. Фролков

 

 

                Разработал                                             Вавилов К.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

2008

 

Содержание

 

1      Пояснительная  записка

        Введение

1.1   Описание привода

1.2   Кинетический и силовой расчёт привода

2      Расчётная  часть проекта

2.1   Расчёт ременной  передачи

2.2   Расчёт конической  передачи

2.3   Предварительный  расчёт валов

2.4   Конструктивные  размеры шестерни и зубчатого  колеса

2.5   Конструктивные  размеры корпуса редуктора

2.6   Первый этап  эскизной компоновки

2.7   Проверка подшипников  на долговечность 

2.8   Подбор  шпонок  и расчёт шпоночных соединений

2.9   Второй этап  эскизной компоновки

2.10 Проверочный расчёт  валов

2.11 Посадки деталей  редуктора

2.12 Смазка зацепления и подшипников

2.13 Сборка редуктора

        Список использованных источников

 

          1.1 Описание привода 

р₃ = 2,7 квт

n₃ = 95 об/мин

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Привод состоит из электродвигателя (м), ременной передачи, состоящий из ведомого и ведущего шкивов. Назначение промежуточной передачи является уменьшение частоты вращения и увеличение вращающего момента. 

 

1.2 Кинематический и силовой  расчет привода 

Потребительская мощность электродвигателя

,    (1.1)

где - КПД учитывающий потери в приводе

,  (1.2)

- КПД, учитывающий потери  мощности в зацеплении;

- КПД, учитывающий потери  мощности в ременной                передачи;

- КПД, учитывающий потери  мощности водной паре подшипников.

Принимаем двигатель типа 4А112МВ6У3

кВт

об/мин

Передаточное отношение привода 

,    (1.3)

Принимаем

Тогда

,  (1.4)

Частота вращения валов привода

об/мин (1.5)

 об/мин

, (1.6)

 об/мин

,   (1.7)

,  (1.8)

 рад/с

,   (1.9)

 рад/с

,  (1.10)

 рад/с                   

Моменты на валах привода 

, (1.11)

Н∙м

, (1.12)

 Н∙м

, (1.13)

  Н∙м

 

          2    Расчетная часть

2.1 Расчёт ремённой  передачи

По полученным данным кинематического  и силового расчёта выписы-ваем следующие  данные

М _1ред =  40,23 Н∙м

ω _1цеп =   39,77 рад/с

ω _2цеп =  9,94 рад/с

i _цеп =   4

Расчетное значение шага t, мм

(2.1)  

где M_1цеп  - вращающий момент на валу меньшей звездочки                                            

M_1цеп = 96,55 Н·м

z₁ – число зубьев малой звездочки, выбирают в зависимости

z₁ = 29 - 2· i _цеп = 29 - 8 =  21 (2.2)

принимаем z₁ = 22

Число зубьев ведомой  звездочки  z₂

z₂ = i _цеп · z₁ (2.3)

z₂ = 22 · 4 = 88

принимаем z₂ = 88

К_э – коэффициент эксплуатации

К_э = К · К_a · К_c · К_v · К_р · К_рес, (2.4)

где К – коэффициент, учитывающий  характерные нагрузки

К = 1, при спокойной нагрузке

где К_a – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния

К_a = 1

К_c – коэффициент вида смазывания

К_v – коэффициент наклона линии центров звездочки к горизонту

К_р – коэффициент режима работы

К_рес – коэффициент способа регулирования натяжения цепи

К_э = 1 · 1,05 · 1 · 0,8 · 1 · 1 = 0,84

[P] – допускаемое среднее Р, в шарнире звена, МПа

Принимаем [P] = 22 МПа

K_z = 1 + 0,01 · (z₁ – 17) = 1,05                                            (2.5)

мм

полученное значение t округляем до ближайшего стандартного.

Принимаем t =25,4

Табл.4 – Цепь приводная роликовая  однорядная нормальной серии типа ПР ГОСТ 13568-75

обозначение	t, мм	Ввн, мм	d1, мм	h1, мм	Sоп, мм	Qразр, мм	q, кг/м
ПР-25,4-5670	25,4	15,88	15,88	24,2	180	56700	2,6

 

Для уменьшения динамической нагрузки на цепь и звездочки в открытых передачах ограничивают скорость цепи ≤ 7 м/с, чтобы частота вращения ведущей  звездочки не превышала рекомендованные  значения скорости, м/с

, м/c (2.6)

м/с

Ориентировочное значение межосевого расстояния

                  (2.7)

α = 40 · 25,4 = 1016 мм

т.к. холостая ветвь цепи должна свободно провисать на величину f = 0,01a, то при монтаже цепной передачи предусматривается возможность уменьшения а, т.е. значение монтажного межосевого расстояния уменьшается на 0,2…0,4

Окружная сила F, H на звездочке = тяговой F на ведущей ветви

=1,18кН (2.8)

Приближенная нагрузка на валы и  опоры Q, H

Q = 1,15 · F = 1,357 кН  (2.9)

Значение удельного Р (износостойкость) цепи Р, МПа

,  (2.10)

 

2.2 Расчет редукторной  передачи

Принимаем для колеса и шестерни сталь 40ХН. Термообработка колеса -  улучшение, твердость 245 НВ. Термообработка шестерни - улучшение, твердость  270 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

Шестерня 

,   (2.11)

где = 50,5

- коэффициент долговечности, при длительности эксплуатации;

- коэффициент запаса прочности. 

Тогда

 н/мм²  (2.12)

Тогда

, (2.13)

Принимаем коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни

 

 Принимаем коэффициент ширины  венца по отношению к внешнему  конусному расстоянию 

,

Внешний делительный диаметр колеса

 

,   (2.14)

  мм

          Принимаем  по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное  значение мм

β = 35°

Ширина зубчатого венца  шестерни и колеса

 (2.15)

 

мм

принимаем b = 18 мм

Внешний окружной модуль

                                     (2.16)

мм

Принимаем число зубьев колеса

     (2.17)

мм

Число зубьев шестерни

                                             ,                                          (2.18)

                                                              мм

Фактическое передаточное число

     (2.19)

Углы делительных конусов

, (2.20)

Тогда

, (2.21)

По табл. 11.1 выбираем коэффициенты смещения режущего инструмента для  шестерни x_n1 = + 0,43, для колеса x_n2 = - 0,43

Делительные диаметры шестерни и колеса

, (2.22) 

 мм

,

 мм

Средний делительный диаметр колеса

,   (2.23)

 мм

Внешние диаметры вершин шестерни и  колеса 

,  (2.24)

 мм

,  (2.25)

 мм

Внешнее конусное расстояние

, (2.26)

 мм

Пригодность размера ширины зубчатого венца b согласно условию из табл. 11.2

,  (2.27)

мм

условие выполняется  

Пригодность заготовки шестерни и  колеса

Диаметр заготовки шестерни

, (2.28)

Толщина сечения заготовки колеса

,

Средняя окружная скорость колес

, (2.29)

 м/с

 

Принимаем степень точности 8, υ = 4 м/с

Силы, действующие в зацеплении

Окружная на колесе и  шестерне

, (2.30)

Радиальная для шестерни равна  осевой для колеса

, (2.31)

Осевая для шестерни равна радиальной для колеса

, (2.32)

Проверка контактных напряжений

Коэффициенты динамических нагрузок K_Hυ = 1,1; K_Fυ = 1,2

,  (2.33)

МПа

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев у шестерни и колеса

, (2.34)

, (2.35)

При этом и

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

, (2.36)

, (2.37)

условия прочности соблюдаются  
          2.3 Предварительный расчет валов редуктора

Диаметры выходных концов валов

Ведущий вал

Из условий прочности  на кручение определяем диаметр выходного  конца вала

, (2.38)

 мм

Принимаем мм

Диаметр вала под подшипником

, (2.39)

 мм

Принимаем подшипники легкой серии, роликовые  конические однорядные

Ведомый вал 

Из условий прочности  на кручение определяем диаметр выходного  конца вала

, (2.40)

 мм

 

Принимаем мм

Диаметр вала под подшипником 

, (2.41)

 мм

Принимаем подшипники легкой серии, роликовые конические однорядные

Обозначение подшипников	d	D	T		B	C1	r	R1	Динам. грузопод. C1 ,кН	Y	e	Стат. грузопод. C0 ,кН	Yo
			max	min
Быстроходный вал 7205	25	52	16,5	16	15	13	1,5	0,5	23,4	1,666	0,36	17,6	0,916
Тихоходный вал 7207	35	72	18,5	18	17	15	2,0	0,8	34,5	1,624	0,389	25,8	0,893

 

2.4 конструктивные размеры  шестерни  и колеса конической прямозубой передачи

Шестерня (заготовка – прокат, заодно с валом)

мм ; мм; m_e = 2,985; R_e = 64 мм; x_e1 = + 0,43; δ₁ = 21°48′; b = 18 мм; z₁ = 40

Колесо: заготовка –  поковка (сварная ковка), выполнено  насадным. Параматры:

d_e2 = 119,4 мм; d_ae2 = 120,43 мм; z₂ = 40; x_e2 = - 0,43; δ₂ = 68°12’

Толщина обода

, (2.42)

 мм

Принимаем мм

Толщина диска 

, (2.43)

 мм

Принимаем мм

Диаметр ступицы 

, (2.44)

 мм

Принимаем d_ст = 55 мм

Длина ступицы 

, (2.45)

 мм

Принимаем мм

Размер фасок по торцам колес

, (2.46)

мм

Принимаем f = 1,5 мм 
2.5 конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса  и крышки редуктора

, (2.47)

 мм

Принимаем мм

, (2.48)

 мм

Принимаем мм

Толщина (фланца) верхнего пояса корпуса

, (2.49)

 мм

Принимаем мм

Толщина (фланца) нижнего пояса крышки корпуса

,  (2.50)

 мм

Принимаем мм

Толщина нижнего пояса корпуса без бобышки

, (2.51)

 мм

Принимаем мм

Толщина ребер основания  корпуса

, (2.52)

Принимаем мм

Толщина ребер крышки

, (2.53)

Принимаем мм

 

Диаметр болтов:

Фундаментальных

,  (2.54)

 мм

Принимаем болты М16

У подшипников

, (2.55)

мм

Принимаем болты М12

Соединяющих крышку с корпусом

, (2.56)

 мм

Принимаем болты М8

Крепящих смотровую крышку

, (2.57)

Принимаем болты М8

Размеры штифта

Диаметр

мм

Длина

, (2.58)

 мм

Принимаем  мм

Наименьший зазор между наружной  поверхностью колеса и стенкой корпуса

 По диаметру

, (2.63)

мм

Принимаем мм

По торцам

мм

2.6 Эскизная компоновка

На миллиметровой бумаге в масштабе 1:1 вычерчиваем редуктор в одной  проекции, для выявления действительных размеров.

Выбираем способ смазки: зацепление зубчатой пары путем окунания зубчатого колеса в масло; подшипники смазываются пластичной смазкой.  Раздельная  смазка  принята  потому, что один из подшипников ведущего вала удален и это заполняет попадание масляных брызг. Кроме того, раздельная смазка предохраняет  подшипники  от  попадания   вместе с маслом частиц металла.

Камеры подшипников отделяем  от внутренней  полости корпуса  мазеудерживающими кольцами.

Устанавливаем возможность размещения одной проекции — разрез по осям валов — на листе формата А4 (210x297 мм). Предпочтителен масштаб 1:1. Проводим посередине листа горизонтальную осевую линию — ось ведущего вала. Намечаем положение вертикальной осевой линии — оси ведомого вала. Из точки пересечения проводим под углом δ₁ осевые линии делительных  конусов   и   откладываем   на   них   отрезки   R_e.

Конструктивно оформляем по найденным  выше размерам шестерню и колесо. Вычерчиваем их в зацеплении. Ступицу колеса выполняем несимметричной относительно диска, чтобы уменьшить расстояние между опорами ведомого вала.

Подшипники валов расположим в  стаканах.

Намечаем для валов роликоподшипники конические однорядные легкой серии. Наносим габариты подшипников ведущего вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х от торца шестерни и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у_г (для размещения мазеудерживающего кольца).

При установке радиально-упорных  подшипников необходимо учитывать, что радиальные реакции считают приложенными к валу в точках пересечения нормалей, проведенных к серединам контактных площадок (табл. 7.6).

Размер от среднего диаметра шестерни до реакции подшипника f₁.

Принимаем между реакциями  подшипников ведущего вала размер с₁.

Размещаем подшипники ведомого вала, наметив предварительно внутреннюю стенку корпуса на расстоянии х мм от торца ступицы колеса и отложив зазор между стенкой корпуса и торцом подшипника у_г (для размещения мазеудерживающего кольца).

Определяем замером  размер А — от линии реакции подшипника до оси ведущего вала. Корпус редуктора выполним симметричным относительно оси ведущего вала и примем размер А. Нанесем габариты подшипников ведомого вала.

Замером определяем расстояния f₂ и с₂ (следует обратить внимание на то, что A' + A= c₂ + f₂)

Очерчиваем контур внутренней стенки корпуса, отложив зазор между стенкой и зубьями колеса, равный 1,5х.

Намечаем  положение звездочки (на расстоянии у₂ от торца подшипника) и замеряем расстояние от линии реакции ближнего к ней подшипника l₃.

2.7 Расчёт подшипников на долговечность

Рассчитать реакцию в подшипниках

Быстроходный вал

F_t = 1887 H

F_r = 281 H

F_a = 1533 H

n = 950 об/мин

d_n1 = 25 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Горизонтальная плоскость

, (2.59)

, (2.60)

Проверка:

, (2.61)

0 = 0   условие выполняется

Вертикальная плоскость

, (2.62)

, (2.63)

Проверка:

, (2.64)

0 = 0   условие выполняется

Определение суммарных реакций  в подшипниках

, (2.65)

. (2.66)

Тихоходный вал

F_t = 1887 H

F_r = 281 H

F_a = 1533 H

F_n = 1180 H

d_n2 = 30 мм

Горизонтальная плоскость

, (2.67)

, (2.68)

 

Проверка:

, (2.69)

0 = 0   условие выполняется

Вертикальная плоскость

, (2.70)

, (2.71)

Проверка:

, (2.72)

0 = 0   условие выполняется

Определение суммарных реакций  в подшипниках

, (2.73)

. (2.74)

Проверка подшипника на долговечность

Ведущий вал

Левый подшипник

Осевые составляющие реакций конического  подшипника

, (2.75)

, (2.76)

Осевые нагрузки подшипников

, (2.77)

Поэтому следует учитывать осевую нагрузку

x = 0,43; Y = 1,666

V – коэффициент вращения внутреннего кольца

К_Т – температурный коэффициент

К_б – коэффициент безопасности

, (2. 78)

Расчетная долговечность

, (2.79)

, (2.80)

Расчетная долговечность подшипника составляет 10859ч, что значительно меньше заданного ресурса, именно поэтому через каждые 10000ч меняем подшипники

Правый подшипник

Поэтому следует учитывать осевую нагрузку

, (2.81)

Расчетная долговечность

, (2.82)

, (2.83)

Правый подшипник пригоден

Ведомый вал

Осевые составляющие реакций конического  подшипника

, (2.84)

, (2.85)

Осевые нагрузки подшипников

, (2.86)

Рассматриваем левый подшипник, т.к. он более нагружен

, (2.87)

Расчетная долговечность

, (2.88)

Подшипник пригоден

2.8 Выбор шпонок и проверочный расчёт на прочность

Назначаем шпонки призматические со скруглёнными краями. Материал шпонок – сталь 35 нормализованная. При стальной ступице

Ведущий вал. Шпонка под муфтой

t₁ = 3,5 мм, t₂ = 2,8мм

Определение напряжения смятия шпонки

, (2.89)

где d_В1 = 20 мм – диаметр вала

М_2цеп = 13,28 Н мм – момент на валу

– расчётная длина шпонки, со скруглёнными краями;

h = 6 мм – высота шпонки

t₁= 3,5 мм – глубина паза на валу

b – ширина шпонки

Условия прочности выполняется.

 

Ведомый вал шпонка под зубчатым колесом.

Принимаем шпонку призматическую без  скруглённых концов:

t₁ = 5 мм, t₂ = 3,3 мм, d_к2 = 40 мм

Определяем напряжение смятия шпонки

, (2.90)

где М_2ред=96,55 Н мм – момент на валу,

d_К2 = 40 мм – диаметр вала,

h = 8 мм – высота шпонки,

t₁= 5 мм – глубина паза на валу,

25 мм – расчётная длина шпонки

Условие выполняется.

Ведомый вал. Шпонка под звёздочкой.

d = 25 мм

Определение напряжения смятия шпонки

, (2.91)

где  М_2ред = 96,55 Н мм – момент на валу,

d = 25 мм – диаметр вала,

h = 6 мм – высота шпонки,

t₁ = 3,5мм – глубина паза на валу,

 – расчётная длина шпонки

b = 6 мм

Условие выполняется.

2.9 Второй этап компоновки редуктора  (рис. 10.16)

В развитие первой компоновки здесь  вычерчивают валы с насаженными на них деталями; размеры мазеудерживающих колец; установочных гаек и шайб, крышек, шпонок и уплотнений определяют по таблицам.

Диаметры участков валов под  зубчатые колеса, подшипники и пр. назначают  в соответствии с результатами предварительного расчета и с учетом технологических  требований на обработку и сборку.

Взаимное расположение подшипников фиксируем распорной  втулкой и установочной гайкой с  предохранительной шайбой. Толщину  стенки втулки назначают (0,1…0,15)d_П.

Мазеудерживающие кольца устанавливают  так, чтобы они выходили за торец  стакана или стенки внутрь корпуса на 1—2 мм.

Подшипники размещаем в стакане, толщина стенки которого δ_ст = (0,08…0,12) D, где D — наружный диаметр подшипника.

Для фиксации наружных колец подшипников  от осевых перемещений у стакана сделан упор величиной К = 6 мм.

У второго подшипника наружное кольцо фиксируем торцовым выступом крышки подшипника через распорное кольцо.

Для облегчения посадки на вал подшипника, прилегающего к шестерне, диаметр  вала уменьшаем на 0,5—1 мм на длине, несколько меньшей длины распорной  втулки.

Очерчиваем всю внутреннюю стенку корпуса, сохраняя величины зазоров, принятых в первом этапе компоновки (х, у₂ и др.).

Используя расстояния f₂ и с₂ вычерчиваем подшипники (напомним, что радиальные реакции радиальио-упорных подшипников считают приложенными к валу в точках, которые сдвинуты от клейменных торцов подшипников на расстояние а.

Для фиксации зубчатое колесо упирается  с одной стороны в утолщение  вала, а с другой — в мазеудерживающее кольцо; участок вала делаем короче ступицы колеса, чтобы мазеудерживающее кольцо упиралось в торец колеса, а не в буртик вала; переход вала от большего диаметра к меньшему смещен на 2—3 мм внутрь зубчатого колеса.

Наносим толщину стенки корпуса  δ_к и определяем размеры основных элементов корпуса. Определяем глубину гнезда под подшипник l_г ≈ 1,5 T₂