Привод к скребковому конвееру. 2

     CoolReferat.com

     Содержание 

Введение

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет механических передач

3. Проектировочный расчет валов

4. Эскизная компоновка

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

6. Расчет элементов корпуса

7. Подбор и расчет муфты

8. Расчетные схемы валов

9. Подбор подшипников качения

10. Проверочный расчет валов на выносливость

11. Выбор типа смазывания

12. Выбор посадок

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

14. Сборка редуктора

Список литературы

      Введение 

     Цель проекта – проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

     Редуктор  – механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

     Муфта – устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

     Конвейер  – транспортирующие устройство для  перемещения грузов. 

      Привод к скребковому  конвейеру 

     1 – двигатель; 2 – клиноременная  передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины 

     Таблица 1 – Исходные данные

      1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя 

     Мощность  на выходном валу привода 

     Р₄ = F_tυ  (1.1)

     Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт 

     Общий КПД привода 

     η=η₁·η₂·η₃·η₄³  (1.2) 

     где, η₁ = 0,97 – КПД ременной передачи;

     η₂ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;

     η₃ = 0,98 – КПД муфты;

     η₄ = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

     [1; с. 42]

     Следовательно  

     η = 0,97·0,98·0,98·0,99³ = 0,904 

     Требуемая мощность электродвигателя 

     Р_дв^тр = Р₄/η  (1.3)

     Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт 

     По  таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный  электродвигатель АИР 112МА6, имеющий  мощность Р_ном = 3 кВт, и частоту вращения n _дв = 950 мин^-1

     Частота вращения выходного вала привода 

      n₄=60·10³·υ/Р·z  (1.4)

     n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1 

     Общее передаточное число привода  

     u= n₁ / n₄  (1.5) 

     где n₁ = n _дв = 950 мин^-1 

     u =950/64,28=14,78 

     Передаточные  числа двух степеней привода

     Так как u= u₁ · u₂ ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u₂=4, получим передаточное число ременной передачи 

     u₁ = u/ u₂  (1.6)

     u₁= 14,78 /4 = 3,69 

     Частота вращения валов привода 

     n₁= 950 мин^-1 ; (1.7)

     n₂= n₁/ u₁ =950/3,69=257,1 мин^-1 ;

     n₃= n₂/ u₂ = 257,1 / 4 =64,28 мин^-1 ;

     n₄= n₃ =64,28 мин^-1  

     Угловая скорость вращения валов привода 

     ω₁=π n₁/30 = π·950/30=99,4 рад/с ;  (1.8)

     ω₂= ω₁/ u₁ =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

     ω₃= ω₂/ u₂ =26,9 /4=6,73 рад/с ;

     ω₄= ω₃=6,73 рад/с

     Проверка: ω₄= π n₄/30=π·64,28/30=6,73 рад/с 

     Мощность  на валах привода 

     Р₁= Р_дв^тр =2,32 кВт;

     Р₂= Р₁ · η₁ · η₄ =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

     Р₃= Р₂ · η₂· η₄ =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

     Р₄= Р₃ · η₃ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт 

     Вращающие моменты на валах привода 

     Т = 9550Р/n   (1.9)

     Т₁=9550 Р₁ / n₁=9550·2,32/950=23,35 Нм;

     Т₂=9550 Р₂/ n₂=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

     Т₃=9550 Р₃/ n₃=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

     Т₄=9550 Р₄/ n₄=9550·2,1/64,28=312,0 Нм

     Проверка: Т₄= Т₁·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм 

     Результаты расчетов сводим в таблицу 1 

     Таблица 1 – Кинематические и силовые  параметры привода

      2. Расчет механических передач 

     Расчет  цилиндрической передачи с шевронным  зубом

     Выбор материала

     Для изготовления шестерни и колеса принимаем  наиболее распространенную сталь 45 с  термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σ_Т=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σ_Т=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁; колеса – 260 НВ₂. При этом НВ₁ –НВ₂=280-250=40 – условие соблюдается.

     Допускаемые контактные напряжения 

     σ_НР =σ_НО·z_Н·0,9/S_Н  (2.1) 

     где σ_но – предел контактной выносливости; 

     σ_НО=2НВ+70  (2.2)

     σ_НО1=2НВ₁+70=2·280+70=630 МПа;

     σ_НО2=2НВ₂+70=2·250+70=570 МПа; 

     z_Н=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

     S_Н=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187] 

     σ_НР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа

     σ_НР2=570·1·0,9/1,1=466 МПа

     σ_НР=0,45(σ_нр1+ σ_нр2)≥ σ_нрmin  (2.3)

     σ_НР=0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется

      Принимаем σ_НР=466 МПа

     Допускаемые напряжения изгиба 

     σ_FР=σ_FО ·Υ_N/ S_F   (2.4) 

     где σ_FО - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений 

     σ_FО= 1,8НВ  (2.5)

     σ_FО1= 1,8НВ₁=1,8·280=504 МПа;

     σ_FО2= 1,8НВ₂=1,8·250=450 МПа;

     Υ_N =1 – коэффициент долговечности [3; с.194];

     S_F =1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194];

     σ_FР1=504·1/1,75=288 МПа;

     σ_FР2 =450·1/1,75=257 Мпа 

     Расчетные коэффициенты 

     Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

     К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192] 

     Межосевое расстояние передачи 

         (2.6)

     Принимаем стандартное значение α_W=140 мм [3; с.171]

     Ширина  зубчатого венца

      b₂= Ψ_ba· α_W   (2.7)

     b₂=0,4·140=56 мм 

     Нормальный модуль зубьев 

     m_n= (0,01…0,02) α_W   (2.8)

     m_n= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм 

     Принимаем стандартное значение m_n= 2 мм [3; с.157]

     Принимаем минимальный угол наклона зубьев β_min=25є и определяем суммарное число зубьев 

     z_∑ = (2 α_W · cosβ_min)/ m_n   (2.9)

     z_∑ = (2·140· cos25є)2=126,2 

     Принимаем z_∑ = 126

     Фактический угол наклона зубьев 

     cosβ= m_n z_∑/2 α_W   (2.10)

     cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25є49ґ 

     Число зубьев шестерни и колеса 

     z₁= z_∑/(u+1)   (2.11)

     z₁=126/(4+1)=25

     z₂= z_∑ - z₁

     z₂=126-25=101 

     Фактическое передаточное число

      u_ф= z₂/ z₁   (2.12)

     u_ф=101/25=4,04;∆u=(u - u_ф )/u·100%≤4%

     ∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4% 

     Основные  геометрические размеры передачи 

     d= m_n z/ cosβ   (2.13)

     d₁=2·25/cos25є49ґ=56мм;

     d₂=2·68/ cos25є49ґ=224мм 

     Уточняем  межосевое расстояние 

     α_W =( d₁ + d₂ )/2 =140 мм  (2.14) 

     Диаметры  окружностей вершин зубьев шестерни и колеса: 

     d_а=d + 2 m_n    (2.15)

     d_а1=56+2·2=60мм;

     d_а2=224+2·2=228мм 

     Ширина  зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм 

     α=14 m_n   (2.16)

     α=14·2=28 мм

     bґ=b+α=56+28=89 мм 

     Окружная  скорость колес и степень точности передачи  

     υ=π· d₁· n₁/60   (2.17)

     υ=π·56·10^-3/60=0,76 м/с 

     по  таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень  точности

     Силы  в зацеплении  

     F_t=2T₂/d₂ – окружная   (2.18)

     F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

     F_r= F_ttq20є/cosβ – радиальная   (2.19)

     F_r=2872·tq20є/ cos25є49ґ=1158 Н 

     Уточняем  значение коэффициентов 

     Ψ_d=b₂/d₁   (2.20)

     Ψ_d=56/56=1 

     При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

     Принимаем коэффициенты

     К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

     К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

     Расчетное контактное напряжение 

     σ_н=266/ α_W u_ф√Т₂ К_на К_нβ К_на (u_ф +1)³   (2.21)

     σ_н=266/140·4,04√321,7·10³·1·1,1·1,12(4+1)³=447 МПа

     Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо 

     Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется  по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.

     Эквивалентное число зубьев шестерни 

     z_V1= z₁/ cos ³β   (2.22)

     z_V1=25/ cos ³25є49ґ=34,5

     z_V= 101/ cos ³25є49ґ=138,5 

     Коэффициент формы зуба 

     Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185] 

     Принимаем коэффициенты 

     К_FB=1,3

     K_Fυ=1,2 K_Fα=0,91

     Υ_В =1- βє/140є=1-25є49ґ/140=0,818 [3;с.192] 

     Расчетное напряжение изгиба 

     σ_F2= Υ_F1 Υ_В F_t / b₂ m_nK_FαK_FυК_FB   (2.24)

     σ_F2=3,9·0,818·2872/56·2·0,91·1,3·1,2=116 МПа

     σ_F1= σ_F2 Υ_F1 / Υ_F2 =116·3,9/3,6=126 МПа  (2.25)

     σ_F1=116·3,9/3,6=126 МПа 

     Результаты  расчетов сводим в таблицу 2  

     Таблица 2 – Параметры зубчатой цилиндрической передачи,мм

     Расчет  клиноременной передачи

     Выбор типа сечения ремня

     По  номограмме [1;с.123] принимаем сечение клинового ремня А нормального сечения

     Определяем  диаметра ведомого шкива d₂ 

     d₂= d₁u( 1-ε )   (2.26) 

     где, ε=0,015- коэффициент скольжения [1;с.81] 

     d₁=100 мм [1;с.89]

     d₂=100·3,69(1- 0,015)=363,46 мм 

     Принимаем d₂=355, по таблице К40 [1;с.449]

     Уточняем  фактическое передаточное число  u_ф

      u_ф= d₂/ d₁( 1-ε )  (2.27)

     u_ф=355/100(1-0,015)=3,6

     ∆u= u_ф – u/ u·100%=3,6 – 3,69/ 3,69·100% =2,4 %≤3% 

     Определяем  межосевое расстояние α, мм 

     α≥0,55(d₁ + d₂ ) +h(H)   (2.28) 

     где, h(H)=8 – высота сечения клинового ремня по таблице К31 [1;с.440] 

     α≥0,55(100+355)+8=258,25 

     Определяем  расчетную длину ремня L_Р  

     L=2α+π/2(d₁ + d₂ )+(d₂ – d₁)²/4 α  (2.29)

     L=2·258+3,14/2(100+355)+(355-100) ²/4·258=1293 мм 

     Принимаем L=1250 мм, по таблице К31[1;с.440]

     Уточняем  значение межосевого расстояния 

     α=1/8[2L-π (d₂ +d₁)+√[ 2L-π (d₂ +d₁)]² -8(d₂ – d₁) ²] (2.30)

     α=1/8[2·1250 – 3,14(355+100)+√[2·1250-3,14(355+100)] ² -8(355-100) ²]=354 мм 

     При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L=0,01·1250=12,5 мм для обеспечения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025 L=0,025·1250=31,25 мм для увеличения натяжения ремней.

     Определяем  угол обхвата ремней ведущего шкива 

      α₁ = 180є - 57є (d₂ – d₁₎/α   (2.31)

     α₁ = 180є- 57є (355- 100)354 - 57є =127є>120є 

     Определяем частоту пробегов ремня 

     U=u/L

     U=4,97/1250=0,004 с ^-1  (2.32) 

     Определяем  скорость ремня υ,м/с 

     υ=πd₁n₁/60·10³  (2.33)

     υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с 

     Определяем  допускаемую мощность 

     Р=Р _оС_РС_αС₁Сz   (2.34)  

     где, Р _о=0,67 кВт – допускаемая приведенная мощность, по таблице 5.2 [1;с.89]

     С_Р=1 – коэффициент динамической нагрузки;

     С_α=0,95 – коэффициент угла обхвата;

     С_υ =1,04 – коэффициент влияния от натяжения от центробежных сил;

     Сz=0,9 – коэффициент числа ремней в комплекте

     С₁=1 – коэффициент влияния отношения L/l [1;с.82] 

     Р=0,67·1·0,95·1,04·0,9=0,52 кВт 

     Определяем  количество клиновых ремней

      z=Р_ном/Р  (2.35)

     z=2,32/0,52=4,46 кВт 

     Принимаем z=4

     Определяем  силу предварительно натяжения ремня 

     F_o=850 Р_ном С₁/ zυ С_α С_Р   (2.36)

     F_o=850·2,32·1,04/4·0,95·1·4,97=109 Н 

     Определяем  окружную силу 

     F_t= Р_ном10³/υ

     F_t= 2,32·10³/4,97=466 Н   (2.37) 

     Определяем  силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей  

     F₁= F_o + F_t/2z  (2.38)

     F₁=109+466/2·4=167 Н 

     Определяем  силу давления ремней на вал 

     F_on=2 F_oz·sin α₁/2   (2.39)

     F_on=2·109·4· sin127є/2=780 Н  

     Результаты  расчета сводим в таблицу 3