Привод ковшового элеватора

Введение

Правила проектирования и оформления конструкторской  документации устанавливают четыре стадии ее разработки: техническое  задание, эскизный проект, технический  проект, рабочая документация. Курсовой проект представляется в виде пояснительной записки, сборочного чертежа редуктора, его деталировки и чертежа общего вида привода.

Заданием  на курсовой проект предусмотрена разработка конструкции одноступенчатого конического  редуктора привода ковшового  элеватора.

Приводное устройство включает в себя двигатель, цепную муфту, конический редуктор, цепную передачу, барабан, ковш, ленту элеватора, натяжное устройство.

Исходными данными для проектирования являются: тяговая сила цепи F=2,2 кН; скорость ленты V=1,5м/с; диаметр барабана D=275 мм; угол наклона цепной передачи θ=30 град; допускаемое отклонение скорости ленты δ=3%; срок службы привода L=3 лет.

Редуктор  предназначен для передачи мощности от вала двигателя к приводному валу рабочей машины, понижения угловых  скоростей и, соответственно, повышения  вращающегося момента ведомого вала по сравнению с ведущим валом. Редуктор состоит из корпуса, в котором  помещаются элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В  корпусе редуктора размещают  так же устройства для смазывания зацепления и подшипников.

Основные  требования, предъявляемые к создаваемому приводу: надежность, технологичность, ремонтопригодность, минимальные габариты и масса, удобство эксплуатации, техническая  эстетика. Все эти требования учитывают  в процессе проектирования и конструирования.

1. Разработка кинематической  схемы

1.1 Условия эксплуатации

Проектируемый машинный агрегат служит приводом ковшового  элеватора и может использоваться на предприятиях различного направления. Привод состоит из электродвигателя, вал которого через цепную муфту  соединен с ведущим валом конического  редуктора и открытой цепной передачей, расположенной под углом 30º к  горизонтали. Ведомая звездочка  закреплена на приводном валу элеватора. Проектируемый привод работает в 2 смены  в нереверсивном режиме. Характер нагрузки -  с малыми колебаниями.  

1.2 Срок службы приводного  устройства

Срок  службы привода определяется по формуле

L_h = 365L_ГК_Гt_cL_cK_c

где    L_Г = 7 лет – срок службы привода;

К_Г – коэффициент годового использования;

К_Г = 300/365 = 0,82

где  300 –  число рабочих дней в году;

t_c = 8 часов – продолжительность смены

L_c = 2 – число смен

К_с = 1 – коэффициент сменного использования.

L_h = 365·7·0,82·8·2·1 = 33600 часа

С учетом времени затрачиваемого на ремонт, профилактику и т.п. 15% ресурса, тогда  L_h = 33600∙0,85 = 28500 час.

Рабочий ресурс привода принимаем L_h = 28500 час.

                                                                                             Таблица 1.1

Эксплуатационные  характеристики машинного агрегата

Место установки	Lг	Lс	tс	Lh	Характер  Нагрузки	Режим работы
Заводской цех	7	2	8	28500	С малыми колебаниями	Реверсивный

 

2. Выбор двигателя. Кинематический  расчет привода

Поз.	Элементы схемы	Исходные данные	Знач.
1	Двигатель	Тяговая сила цепи, F кН	2,2
2	Цепная муфта	Скорость ленты, V м/с	1,5
3	Конический редуктор	Диаметр барабана, D мм	275
4	Цепная передача	Угол наклона цепной передачи, θ 0	30
5	Барабан	Допускаемое отклонение
6	Ковш	скорости ленты, δ %	3
7	Лента элеватора	Срок службы привода, Lг, лет	7
8	Натяжное устройство

2.1  Определение мощности  и частоты вращения двигателя

Требуемая мощность рабочей машины

Р_рм = Fv = 2,2·1,5 = 3,30 кВт

Общий коэффициент  полезного действия 

η = η_мη_зпη_опη_пк²η_пс,

где  η_м  = 0,98 – КПД муфты [1c.40],

  η_зп = 0,97 – КПД закрытой зубчатой конической передачи,

  η_оп = 0,93 – КПД открытой цепной передачи,

η_пк  = 0,995 – КПД пары подшипников качения,

η_пс  = 0,99 – КПД пары подшипников скольжения,

η = 0,98·0,97·0,93·0,995²·0,99 = 0,866.

Требуемая мощность двигателя

Р_тр =  Р_рм/η = 3,30/0,866 = 3,81 кВт.

Для проектируемых  машинных агрегатов рекомендуются  трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели серии 4А. Эти двигатели  наиболее универсальны. Закрытое и  обдуваемое исполнение позволяет применить  эти двигатели для работы в  загрязненных условиях, в открытых помещениях и т. п.

Ближайшая большая  номинальная мощность двигателя  4,0 кВт

Двигатели серии 4А выпускаются с синхронной частотой вращения 750, 1000, 1500 и 3000 об/мин.

                                                                                                     Таблица 2.1

Выбор типа электродвигателя

Вариант	Двигатель	Мощность	Синхронная частота вращения, об/мин	Номинальная частота вращения
1	4А100S2	4,0	3000	2880
2	4A100L4	4,0	1500	1430
3	4A112M6	4,0	1000	950
4	4A132S8	4,0	750	720

Частота вращения рабочего вала привода

n_рм = 6·10⁴v/(πD) = 6·10⁴·1,5/(π·275) =104 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ – частота вращения вала электродвигателя.

Рекомендуемые значения передаточных чисел:

- для  конической передачи  2÷6,3

- для  открытой цепной 2÷5.

Принимаем для конической передачи среднее  значение u₁ = 3,15, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/3,15

                                                                                   Таблица 2.2

Передаточное  число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	27,69	13,75	9,13	6,92
Редуктора	3,15	3,15	3,15	3,15
Открытой передачи	8,79	4,37	2,90	2,20

 

Анализируя  полученные значения передаточных чисел, приходим к следующим выводам: вариант 1  исключаем из-за того, что передаточное число редуктора выходит за рекомендуемые  пределы. Электродвигатель с числом оборотов 750 не рекомендуется применять  из-за больших габаритов, окончательно делаем выбор в пользу варианта 2 с электродвигателем 4A100L4 (Рис.2.1).

 

Рис. 2.1 Электродвигатель марки 4A100L4

 

Основные  размеры электродвигателя (мм) [1]

                                                                                     Таблица 2.3

d30	l1	l30	d1	b1	h1	l10	l31	d10	b10	h	h10	h31
235	60	392	28	8	7	140	63	12	160	100	12	263

2.2  Определение передаточного  числа привода и его ступеней

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм =1430/104= 13,75

принимаем для  конической передачи u₁ = 3,15, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = 13,75/3,15 = 4,37

2.3  Определение силовых  и кинематических параметров  привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв =1430 об/мин                              w₁ =1430π/30 =149,7 рад/с

n₂ = n₁/u₁ =1430/3,15 = 454 об/мин      w₂= 454π/30 = 47,5 рад/с

n₃ = n₂/u₂ = 454/4,37 = 104 об/мин       w₃= 104π/30 = 10,9 рад/с

Фактическое значение скорости грузовой цепи

v = πDn₃/6·10⁴ = π·275·104/6·10⁴ = 1,497 м/с

Отклонение  фактического значения от заданного

δ = (1,50 – 1,497)100/1,5 = 0,2% < 5%

Полученное  значение намного меньше допускаемого

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трη_мη_пк = 3810·0,98·0,995 = 3715 Вт

P₂ = P₁η_зпη_пк = 3715·0,97·0,995 = 3586 Вт

P₃ = P₂η_опη_пс = 3586·0,93·0,99 = 3300 Вт

Крутящие  моменты:

Т₁ = P₁/w₁ = 3715/149,7 = 24,8 Н·м

Т₂ =  3586/47,5 = 75,5 Н·м

Т₃ = 3300/10,9 = 302,8 Н·м

 Результаты  расчетов сводим в таблицу

                                                                                                           Таблица 2.4

Вал	Число оборотов об/мин	Угловая скорость Рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	1430	149,7	3,810	25,5
Ведущий редуктора	1430	149,7	3,715	24,8
Ведомый редуктора	454	47,5	3,586	75,5
Рабочий  привода	104	10,9	3,300	302,8

3. Выбор материалов зубчатых  передач и определение допускаемых  напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение –  НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка – нормализация –  НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·47,5·28,5·10³ = 78,8·10⁷.

Так как  N > N_H0, то К_HL = 1.

 [σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H =  0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где  K_FL – коэффициент долговечности

Так как  N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.

4. Расчет закрытой конической  передачи

Внешний делительный диаметр колеса (рис.4.1)

,

где K_HB = 1,1 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для колес с круговыми зубьями;

= 1,85 – коэффициент вида конических  колес

d_e2 = 165×[(75,5×10³×1,1×3,15)/(1,85·417² )]^1/3= 154 мм

Принимаем по ГОСТ 12289–766 d_e2 = 160 мм

Углы  делительных конусов

сtgd₁ = u₁ = 3,15  ®  d₁ = 17,61°,

d₂ = 90^o – d₁ = 90^o – 17^o36’ = 72,39^o.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

R_e = d_e2/(2sinδ₂) = 160/(2sin72,39°) = 84 мм,

b = yy_bRR_e

где  yy_bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса

b =  0,285××84 = 24 мм

Внешний окружной модуль

m_te = 14T₂K_Fβ /( _Fd_e2b[σ]_F

где   _F = 1 – для колес с круговыми зубьями,

К_Fβ = 1,08 – для колес с круговыми зубьями

m_te = 14·75,5·10³·1,08/(1,0·160·24·199) = 1,49 мм.

принимаем m_te = 1,5 мм

Число зубьев колеса и шестерни

z₂ = d_e2/m_te  =  160/1,5 = 107

z₁ = z₂/u₁ =107/3,15 = 34

Фактическое передаточное число конической передачи

u₁ = z₂/z₁ =107/34 = 3,15

По таблице 4.6 [1c.68] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_n1 = 0,19;  х_n2 = -0,19

Диаметры  шестерни и колеса

d_e1 = m_tez₁ = 1,50·34 = 51 мм

Диаметры  вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 1,64(1+x_n1)m_tecos δ₁ = 51+1,64(1+0,19)1,50·cos17,61°=53,79 мм

d_ae2 = d_e2 + 1,64(1 – x_n2)m_tecos δ₂ =160 + 1,64(1 + 0,19)1,50·cos72,39° =160,88 мм

Диаметры впадин зубьев

d_fe1=d_e1–1,64(1,2–x_n1)m_tecos δ₁ =51–1,64(1,2–0,19)1,5·cos17,61° = 48,63 мм

d_fe2 = d_e2 – 1,64(1,2 + x_n2)m_tecos δ₂ = 160 – 1,64(1,2 – 0,19)1,5·cos72,39°=159,25 мм

Средние делительные диаметры

d₁ ≈ 0,857d_e1 = 0,857·51 = 43,70 мм

d₂ ≈ 0,857d_e2 = 0,857·160 = 137,12 мм

Рис. 4.1  Геометрические параметры  конической зубчатой передачи

 

Силы действующие в зацеплении:

окружная   

F_t= 2T₂/d₂ = 2××75,5××10³/137,12 = 1101 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = F_tγr = 1101·0,208 = 229 H

где γ_r – коэффициент радиальной силы

γ_r = (0,44cosδ₁ – 0,7sinδ₁) = 0,44cos17,61° – 0,7sin17,61° = 0,208 

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = F_tγa = 1101·0,80 = 881 H

где γ_а – коэффициент осевой  силы

γ_а = (0,44sinδ₁ + 0,7cosδ₁) = 0,44sin17,61° + 0,7cos17,61° = 0,80 

Средняя окружная скорость.

V = ω₂d₂/2×10³ = 47,5·137,12/2×10³ = 3,3 м/с.

Принимаем седьмую степень точности.

Расчетное контактное напряжение

где К_Н – коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,0××1,05·1,1 =1,155

K_Hα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Hβ = 1,1–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по  ширине венца [1c.65]

K_Hv = 1,05 – динамический коэффициент [1c62]

σ_Н = 470{1101×1,155[(3,15²+1)]^1/2/(1,85·24×160)}^1/2 = 362 МПа

Недогрузка (417 – 362)100/417=13,2 % > 10% - допускаемая недогрузка  10%, поэтому принимаем ширину венца  b = 22 мм, тогда

σ_Н = 470{1101×1,155[(3,15²+1)]^1/2/(1,85·22×160)}^1/2 = 378 МПа

Недогрузка (417 – 378)100/417= 9,3 % <  10%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и  колеса

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/( _Fbm_te)

σ_F1 =σ_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

z_v= z/(cosdd·cos³β)

β = 35° - угол наклона зубьев

z_v1 = 34/(cos17,61°·cos³35°) = 64,9 → Y_F1 = 3,56

z_v2 =107/(cos72,39°·cos³35°) = 643 → Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,09 – коэффициент динамичности [1c. 62]

σ_F2 = 3,56·1,0·1101·1,0·1,0·1,09/(1,0·22·1,5) = 129 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = 129·3,56/3,63 = 127 МПа < [σ]_F1

Так как  расчетные напряжения σ_H < [σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

 

5. Расчет открытой цепной передачи (рис.5.1)

Шаг цепи

где   [p] = 25 МПа – допускаемое давление в шарнирах;

К_э – коэффициент эксплуатации

К_э = К_дК_сК_qК_регК_р,

где К_д = 1 – коэффициент динамической нагрузки,

К_с = 1,5 – смазка периодическая,

К_q = 1,0 – положение передачи горизонтальное,

К_рег = 1,25 – нерегулируемая передача,

К_р = 1,25 – работа в одну смену.

К_э = 1,5×1,25∙1,25 = 2,34.

Рис.5.1 Геометрические и силовые параметры цепной передачи

 

       z₁ – число зубьев малой звездочки

z₁ = 29 – 2u = 29 – 2×4,37= 20,3,

принимаем ближайшее нечетное значение z₁ = 21

р = 2,8(75,5×10³×2,34/21×25)^1/3 = 19,5 мм

Принимаем ближайшее  большее значение р= 25,40 мм:

- разрушающая  нагрузка Q = 60,0 кН;

- масса одного  метра цепи q = 2,6 кг/м;

- диаметр  валика d₁ = 7,92 мм;

- ширина  внутреннего звена b₃ = 15,88 мм

Уточняем  разрушающую нагрузку [p] = 25,5 МПа [1c.91].

Число зубьев ведомой звездочки:

  z₂ = z₁u = 21×4,37 = 91,7

Принимаем z₂ = 91

Фактическое передаточное число

u₂ = z₂/z₁ = 91/21 = 4,33

Отклонение  фактического передаточного числа  от номинального

4,37 – 4,33|100/4,37 = 0,9%

Межосевое расстояние

а_р = 0,25{L_p-0,5z_c+[(L_p-0,5z_c)² – 8D²]^0,5}

где L_p – число звеньев цепи;

z_c – суммарное число зубьев,

z_c =z₁+z₂ = 21+91 =112,

D = (z₂ – z₁)/2p = (91 – 21)/2p =11,14

L_p = 2a_p+0,5z_c+D²/a_p = 2×40+0,5×112+11,14²/40 = 139,1

где а_р = 40 – межосевое расстояние в шагах (предварительно),

принимаем L_p = 140

а_р = 0,25{140 – 0,5×112+[(140 – 0,5×112)² – 8×11,14²]^0,5} = 40,5

a = a_pp = 40,5×25,40  = 1028 мм.

Длина цепи

l = L_pp = 140·25,40 =3556 мм

Определяем  диаметры звездочек

Делительные диаметры 

d_д = t/[sin(180/z)]

ведущая звездочка: 

d_д1 = 25,40/[sin(180/21)] = 170 мм,

ведомая звездочка:

d_д2 = 25,40/[sin(180/91)] = 736 мм.

Диаметры  выступов

          D_e = p(K+K_z – 0,31/l)

где К = 0,7 – коэффициент высоты зуба

λ– геометрическая характеристика зацепления,

К_z – коэффициент числа зубьев

l = р/d₁ = 25,40/7,92 = 3,21,

К_z1 = ctg180/z₁ = ctg180/21 = 6,63,

К_z2 = ctg180/z₂ = ctg180/91 = 28,95,

D_e1 = 25,40(0,7+6,63 – 0,31/3,21) = 184 мм,

D_e2 = 25,40(0,7+28,95 – 0,31/3,21) = 750 мм.

Диаметры впадин:

D_f = d_д – (d₁ – 0,175d_д^0,5)

D_f1= 170 – (7,92 – 0,175×170^0,5) = 160 мм

D_f2= 736 – (7,92 – 0,175×736^0,5) = 732 мм

Ширина  зуба:

b = 0,93b₃ – 0,15 = 0,93×15,88 – 0,15 = 14,62 мм

Толщина диска:

С = b+2r₄ = 14,62+2×1,6 = 17,8 мм

где r₄ = 1,6 мм при шаге < 35 мм

Допускаемая частота вращения меньшей звездочки

 [n] = 15×10³/p = 15×10³/25,4 = 590 об/мин

Условие n = 462 < [n] = 590 об/мин выполняется.

Число ударов цепи

U = 4z₁n₂/60L_p = 4×21×454/60×140 = 4,54

Допускаемое число ударов цепи:

    [U] = 508/p = 508/25,40 = 20

Условие U < [u] выполняется.

Фактическая скорость цепи

v = z₁pn₂/60×10³ = 21×25,40×454/60×10³ = 4,04 м/с

Окружная  сила:

F_t = Р₂/v = 3,586·10³/4,04 = 888 H

Давление  в шарнирах цепи

p = F_tK_э/А,

где А – площадь проекции опорной поверхности в шарнирах цепи.

А = d₁b₃ = 7,92×15,88 = 126 мм³.

р = 888×2,34/126 = 16,5 МПа.

Условие р < [p] = 25,5 МПа выполняется.

Коэффициент запаса прочности

s = Q/(k_дF_t+F_v+F₀)

где F_v – центробежная сила;

 F₀ – натяжение от провисания цепи.

F_v = qv² = 2,6×4,04² = 42 H

F₀ = 9,8k_fqa = 9,8×3,5×2,6×1,028 = 90 H

где k_f = 3,5 – для передачи с углом к горизонту 30º

s = 60000/(1×888+42+90) = 58,8 > [s] = 9,9 [1c.94].

Сила  давления на вал

F_в = k_вF_t+2F₀ = 1,15×888 +2×90 = 1201 H.

где k_в = 1,15 – коэффициент нагрузки вала.

Так как условия р < [p]  и s > [s] выполняются, то можно утверждать, что данная передача выдержит  передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

 

 

6. Нагрузки валов редуктора (рис.6.1)

Силы, действующие в зацеплении конической передачи

окружная   

F_t1 = F_t2 =1101 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r1 = F_a2 = 229 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a1= F_r2 = 881 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·24,8^1/2 = 498 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

F_в = 1201 H.

Горизонтальная  и вертикальная составляющие консольной силы от цепной передачи, действующие  на вал

F_вв= F_в sinθ = 1201sin30° = 600 H

F_вг = F_вcosθ = 1201cos30° =1040 H

Рис. 6.1 – Схема нагружения валов редуктора

7. Разработка сборочного чертежа редуктора

7.1 Выбор материала валов

Материал  быстроходного вала – сталь 45,

термообработка  – улучшение: σ_в = 780 МПа; 

 

7.2 Выбор допускаемых напряжений  на кручение

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

 

7.3 Определение  геометрических  параметров ступеней валов (рис.7.1)

Диаметр быстроходного вала

        где Т₁ – передаваемый момент;

d₁ = (16·24,8·10³/π10)^1/3 = 23 мм

Ведущий вал редуктора соединяется  с  помощью стандартной муфты с  валом электродвигателя диаметром  d_дв= 28 мм,

d₁ = (0,8¸1,2)d_дв = (0,8¸1,2)32 = 25¸38 мм

         принимаем диаметр выходного  конца d₁ = 28 мм;

         длина выходного конца:

l₁ = (1,0¸1,5)d₁ = (1,0¸1,5)28 = 28¸42 мм,

        принимаем l₁ = 40 мм.

        Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 28+2×2,2 = 32,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

        принимаем d₂ = 30 мм:

        длина вала под уплотнением:

l₂ » 0,6d₂ =0,6×30 = 18  мм.

Диаметр  резьбы d₅ > d₂ принимаем d₅ = М33

Диаметр вала под подшипник:

d₄ > d₅ принимаем d₄ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного  вала:

d₁ = (16·75,5·10³/π15)^1/3 = 29 мм

принимаем диаметр  выходного конца  d₁ = 28 мм;