Привод к скребковому конвееру

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 

     1.1Мощность  на выходном валу привода

Р₄ = F_tυ                                                  (1.1)

Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт

     1.2 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

        1.3 Требуемая мощность электродвигателя

       Р_дв^тр = Р₄/η        (1.3)

Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт

     1.4 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

     1.5 Частота вращения выходного вала привода

n₄=60·10³·υ/Р·z       (1.4)

n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1

     1.6 Общее передаточное число привода 

u= n₁ / n₄        (1.5)

где n₁ = n _дв = 950 мин^-1

      u =950/64,28=14,78

     1.7 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

     1.8 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  

     1.9 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

     1.10 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

     1.11 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

     2.1 Расчет цилиндрической передачи  с шевронным зубом

     2.1.1 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.

     2.1.2 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

     2.1.3 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

     2.1.4 Расчетные коэффициенты

Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192]

     2.1.5 Межосевое расстояние передачи 

        (2.6) 

 

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

     2.1.6 Ширина зубчатого венца

b₂= Ψ_ba· α_W                                      (2.7)

b₂=0,4·140=56 мм

2.1.7 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]

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

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

z_∑ = (2·140· cos25º)2=126,2

Принимаем z_∑ = 126

     2.1.9 Фактический угол наклона зубьев

cosβ= m_n z_∑/2 α_W          (2.10)

cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´

     2.1.10 Число зубьев шестерни и колеса

z₁= z_∑/(u+1)         (2.11)

z₁=126/(4+1)=25

z₂= z_∑ - z₁

z₂=126-25=101

     2.1.11 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%

     2.1.12 Основные геометрические размеры  передачи

d= m_n  z/ cosβ        (2.13)

d₁=2·25/cos25º49´=56мм;

d₂=2·68/ cos25º49´=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

b´=b+α=56+28=89 мм

     2.1.13 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

     2.1.14 Силы в зацеплении 

F_t=2T₂/d₂ – окружная       (2.18)

F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

F_r= F_ttq20º/cosβ – радиальная      (2.19)

F_r=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н

     2.1.15 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]

     2.1.16 Принимаем коэффициенты

К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

     2.1.17 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

     2.1.18 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.

     2.1.19 Эквивалентное число зубьев шестерни

z_V1= z₁/   cos ³β        (2.22)

z_V1=25/ cos ³25º49´=34,5

z_V= 101/ cos ³25º49´=138,5

Коэффициент формы зуба

Υ_F1=3,9; Υ_F1=3,6 [3;с.185]

     2.1.20 Принимаем коэффициенты

К_FB=1,3

K_Fυ=1,2

K_Fα=0,91

Υ_В =1- βº/140º=1-25º49´/140=0,818 [3;с.192]

     2.1.21 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

 

2.2 Расчет клиноременной  передачи

2.2.1 Выбор типа  сечения ремня

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

2.2.2 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]

2.2.3 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%

2.2.4 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

     2.2.5 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]

      2.2.6 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.

      2.2.7 Определяем угол обхвата ремней ведущего шкива

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

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

      2.2.8 Определяем частоту пробегов  ремня

U=u/L

U=4,97/1250=0,004 с ^-1        (2.32)

   2.2.9 Определяем  скорость ремня υ,м/с

υ=πd₁n₁/60·10³          (2.33)

υ=3,14·100·950/60·10³=4,97≤25 м/с

      2.2.10 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

   2.2.11 Определяем количество клиновых ремней

z=Р_ном/Р            (2.35)

z=2,32/0,52=4,46 кВт

Принимаем z=4

      2.2.12 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

      2.2.13 Определяем окружную силу

F_t= Р_ном10³/υ

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

   2.2.14 Определяем  силы натяжения ведущей F₁ и ведомой F₂ ветвей 

F₁= F_o + F_t/2z           (2.38)

F₁=109+466/2·4=167 Н

   2.2.15 Определяем  силу давления ремней на вал

F_on=2 F_oz·sin α₁/2          (2.39)

F_on=2·109·4· sin127º/2=780 Н 

Результаты расчета  сводим в таблицу 3

Таблица 3 – Параметры  клиноременной передачи,мм

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

       3 Предварительный расчет валов редуктора

    Предварительный расчет валов редуктора ставит целью  определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала : ее диаметр и длину.

3.1

Ведущий вал

      (3.1)

=27,4 мм

где Т₂=82,9 Нм, вращающий момент на валу

       τ _adm = 30 МПа

Принимаем диаметр  выходного конца вала d_в1=30 мм

Диаметр вала под  подшипники принимаем d_п1=35 мм 

Рисунок 1 – Конструкция ведущего вала 

3.2 вал ведомый

где Т₃=321,7 Нм, вращающий момент на валу

       τ _adm = 30 МПа

Принимаем d_в2=40 мм

Диаметр вала под  подшипники принимаем d_в2=45 мм

Диаметр под зубчатое колесо

d_к2=50 мм

Диаметр буртика

d₂=55 мм 

 
 
 

Рисунок 2 – Конструкция ведомого вала

3.3 Конструктивные  размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется  за одно целое с валом

d₁=56 мм

d_а1=60 мм

d_f1=51 мм

b₁=60 мм

Колесо кованное

d₂=224 мм

d_а2=228 мм

b₂=56 мм

Диаметр ступицы

d_ст=1,6 d_к2

d_ст=1,6·50=80 мм

Длина ступицы

L _ст=(1,2…1,5) d_к2                                    

L _ст=(1,2…1,5)50=60..75     (3.2)   

Принимаем L _ст=70 мм

Толщина обода

δ=(2,5…4) m_n       (3.3)