Проектирование привода цепного конвеера

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
1. Рассчитаем кпд привода.

По таблице 1.1. [1] подбираем:

h₁ = 0,97 (цилиндрической передачи);

h₂ = 0,99 (потери в опорах подшипников);

h₃ = 0,96 (ременной передачи);

h₄ = 0,99 (потери в опорах привода барабана).

Общий кпд привода:

h = h₁(h₂)²h₃h₄;

h = 0,97×0,99²×0,96×0,99 =  0,903.

2. Мощность на валу барабана.

P_б = (F_л×V_m )/h = (8×0,7)/0,903 = 6,2 кВт.

3. Угловая скорость барабана.

w_б = (2×V_m)/D_б = (2×0,7)/0,530 = 2,64 рад/с.

4. Частота вращения барабана.

n_б = (30×w_б)/p = (30×2,64)/3,14 = 25,23 об/мин.

По таблице П1 приложения по требуемой  мощности P_тр = 5,6 выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А закрытый обдуваемый с синхронной частотой вращения 750 об/мин, 4А 160S8 У3 с параметрами P_дв = 7,5 кВт  и скольжением 2,5% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения двигателя

n_дв = 750 – 19 = 731 об/мин (w_дв = (p×n_дв)/30 = (3,14×731)/30 = 76,51 рад/с.)

5. Общее передаточное отношение привода.

i = (w_дв/w_б) = 76,51/2,64 = 28,98.

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 12289-76 u_p = 5, тогда для открытой ременной передачи u_оп = 28,98/5 = 5,8.

6. Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

7. Моменты на валах:

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Расчет зубчатых колес.

_{2.1. Выбираем  материалы для  зубчатых колес  такие же как  в п.12.1 [1].}

_{Для шестерни сталь 45, термообработка –  улучшение, твердость  НВ 230; для колеса сталь 45, термообработка – улучшение, твердость НВ 200.}

_{2.2. Допускаемое контактное напряжение для косозубых колес из указанных материалов [σН] = 410 МПа.}

_{2.3. Примем коэффициент  ширины венца ψba = 0,4.}

_{2.4. Коэффициент KHB, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, принимаем по таблице 3.1. Несмотря на симметричное расположение колес относительно опор, примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес относительно опор, т.к. со стороны муфты действует сила давления на ведущий вал, вызывающий его деформацию и ухудшающая контакт зубьев: KHB = 1,25.}

_{2.5. Момент на валу  Т3 = 2122,5 Н×мм;}

_{2.6. Межосевое расстояние  из условия контактной  выносливости активных  поверхностей зубьев  по формуле 3.7:}

где К_а = 49,5 для прямозубых колес; u = 5 – принято ранее для закрытой передачи.

По ГОСТ 2185-66 принимаем ближайшее межосевое расстояние из второго ряда .

2.7. Определим модуль передачи:

m_n = (0,01¸0,02)×a_w = (0,01¸0,02)×355 = 3,55¸7,1 мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 4 мм.

2.8. Число зубьев шестерни согласно формуле 3.12 [1].

_{Принимаем z1 = 30, тогда z2 = z1×u = 30×5 = 150.}

 

_{2.9. Основные размеры шестерни и колеса.}

_{Диаметры делительные:}

_{Проверка} 

_{2.10. Диаметры вершин зубьев}

_{2.11. Ширина колеса}

_{2.12. Ширина шестерни}

_{2.13. Коэффициент ширины шестерни по диаметру:}

_{2.14. Окружная скорость колес:}

_{2.15. Степень точности передачи: для прямозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.}

_{2.16. Коэффициент нагрузки:}

_{По таблице 3.5 при ψbd = 1,25, твердости HB < 350, коэффициент KHb = 1,165.}

_{2.17. По таблице 3.4 при v = 0,7 м/с и 8-й степени точности  KHа = 1,065.}

_{2.18. По таблице 3.6 для прямозубых колес при скорости менее 5 м/с коэффициент KHv = 1,05.}

_{Таким образом:}

 

_{2.19. Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6. [1]:}

_{Условие прочности  выполнено.}

 

_{2.20. Силы действующие в зацеплении:}

_{Окружная сила:}

_{Радиальная сила:}

_{Нормальная сила:}

_{2.21. Проверим зубья на выносливость по напряжениям изгиба:}

_{Коэффициент нагрузки:}

  _{стр.42 [1].}

_{По таблице 3.7 KFB = 1,32.}

 _{По таблице  3.8 для прямозубых колес 8-й степени точности и скорости до 3м/с коэффициент KFV = 1,1.}

_{Следовательно}

_{Коэффициент учитывающий  форму зуба, YF зависит от эквивалентного числа зубьев zv.}

_{Для шестерни}

_{для колеса:}

_{Коэффициент YF1 = 3,8 и YF2 = 3,6.}

_{Определяем коэффициенты YB и КFa :}

_{где средние значения коэффициента торцового  перекрытия  , степень точности n = 8.}

_{2.24. Допускаемое напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:}

_{По таблице 3.9 для стали 45 улучшеной  предел выносливости при отнулевом  цикле изгиба}

_{Для шестерни}

_{Для колеса}

_{2.22 Коэффициент безопасности [SF] = [SF]’ [SF]”}

_{По таблице 3.9 [1] [SF]’ = 1,75 для стали 45улучшеной; коэффициент [SF]” = 1, для поковок и штамповок.}

_{Следовательно [SF] = 1,75.}

_{2.23 Допускаемые напряжения:}

_{для шестерни:}

_{для колеса:}

_{2.24 Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение [σF]/YF меньше. Найдем эти отношения:}

_{для шестерни:}

 

_{для колеса:}

 

_{Проверку на изгиб  проводим для колеса по формуле 3.25 [1]:}

_{Условие прочности  выполнено.}

 

_{3. Предварительный  расчет валов редуктора.}

_{Расчет выполняем  на кручение по пониженным допускаемым напряжением.}

_{Крутящие  моменты в поперечных сечениях валов:}

_{ведущего  Tk1 = T2 = 424,5×10³ Н×мм;}

_{ведомого  Tk2 = T3 = 2122,5×10³ Н×мм;}

_{Ведущий вал.}

_{Диаметр выходного  конца при допускаемом  напряжении [tк] = 25 МПа}

Данный участок является консольным участком.

Участки под подшипники:

Участок под шестерню принимаем:

Буртик, принимаем: .

Ведомый вал.

Диаметр выходного конца вала d_в2  определяем при меньшем [t_k] = 20 МПа, чем учитываем влияние изгиба от натяжения ремня:

Участки под подшипники:

Участок под колесо принимаем:

Буртик, принимаем: .

 

_{4. Конструктивные размеры шестерни и колеса.}

_{4.1. Шестерню выполняем  за одно целое  с валом,  dl= 120 мм, d = 128 мм, b = 150 мм.}

_{4.2. Колесо кованное, d1= 600 мм, d = 608 мм,  b = 144 мм.}

_{4.2. Диаметр ступицы dст = 1,6×d3  = 1,6×90 = 144 мм.}

_{4.3. Длинна ступицы lст = (1,2¸1,5)×d3 = 108¸135 мм; принимаем lст = 130 мм.}

_{4.4. Толщина обода d0 = (2,5¸4)×m = 10¸16 мм; принимаем d0 = 15мм.}

_{4.5. Толщина диска С = 0,3×b2 = 0,3× 144= 43,2; принимаем С = 40 мм.}

 

_{5. Конструктивные  размеры.}

_{5.1.Толщина стенок корпуса и крышки.}

_{Толщина стенок корпуса и  крышки:}

_{d = 0,025 а + 1 = 0,025×360 + 1 = 10 мм, принимаем 10 мм.}

_{d1 = 0,02 а + 1 = 0,02×360 + 1 = 8,2 мм, принимаем 8 мм.}

_{5.2. Толщина фланцев (поясов) корпуса и крышки:}

_{верхнего пояса  корпуса и пояса  крышки:}

_{b = 1,5×10 = 1,5×10 = 15 мм;}

_{b1 = 1,5×d1 = 1,5×10 = 15 мм.}

_{Принимаем толщины поясов 15 мм.}

_{5.3. Нижнего пояса корпуса.}

_{p = 2,35×d = 2,35×10 = 23,5 мм, принимаем p = 24 мм.}

_{5.4. Диаметры болтов:}

_{Фундаментальных d1 = ( 0,03 ¸ 0,036) а + 12 = 22,8 ¸ 24,96 мм, принимаем фундаментальные болты с резьбой М24;}

_{Болтов, крепящих крышку к корпусу  у подшипника, d2 = (0,7¸0,75)×d1 = 12,6¸13,5, принимаем болты с резьбой М14.}

_{Болтов соединяющих  крышку с корпусом, d3 = (0,5¸0,6)×d1 = 12¸14,4 принимаем болты с резьбой М12.}

 

_{6. Первый этап компоновки редуктора.}

Цель и порядок компоновки изложены в п.12.1 [1].

Компоновку обычно проводят в два  этапа. Первый этап служит для приближенного определения положения зубчатых колес и звездочки относительно опор для последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Компоновочный чертеж выполняем в  одной проекции – разрез по осям валов при снятой крышке редуктора; желательно масштаб 1:1, чертим тонкими линиями.

Примерно посередине листа параллельно его длиной стороне проводим горизонтальную осевую линию; затем две вертикальные линии – оси валов на расстоянии

a_w = 360 мм.

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длинна ступицы колеса уже венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

- принимаем зазор между торцом  шестерни и внутренней стенкой  корпуса 

А₁ = 1,2d = 12 мм, при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы.

- принимаем зазор от окружности  вершин зубьев колеса до внутренней  стенки корпуса А = d = 10 мм.

- принимаем расстояние между  наружным кольцом подшипника  ведущего вала и внутренней  стенкой корпуса А = d = 10 мм; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники средней серии. Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1 = 50 мм и d_п2 = 85 мм.

Намечаем для валов шарикоподшипники однорядные:

для ведущего вала подшипник  410.

для ведомого вала подшипник 317.

Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширина составляет размер y = 8 ¸ 12 мм, принимаем 10 мм.

_{Измерением находим  расстояния на ведущем  валу l1 = 112,5 мм и на ведомом}

_{l2 = 117,5 мм}

 

_{Глубина гнезда подшипника lr » 1,5B. Для подшипника 318 В = 31 мм,  lr » 1,5×31 = 46,5 мм, примем lr = 46.}

_{Толщину фланца крышки подшипника принимают  примерно равной диаметру отверстия для крепежа (12,5 мм), принимаем толщину крышки 12 мм.}

 

_{7. Проверка долговечности подшипников.}

_{7.1. Ведущий вал.}

_{Из предыдущих расчетов имеем:}

 

_{Из первого  этапа компоновки l1 = 112,5 мм.}

_{Реакции опор:}

_{В плоскости хz}

_{В плоскости yz}

_{7.2. Проверка:}

 

 

 

_{7.3. Суммарные реакции:}

_{7.4. Подбор подшипников.}

_{Намечаем радиальные шариковые подшипники по ГОСТ 8338-75 под номером 410, d = 50 мм, D = 130 мм , В = 31 мм, С = 87,1 кН и Co = 52 кН.}

_{Эквивалентная нагрузка по формуле 9.3. [1]:}

_{Коэффициент безопасности для приводов волочных барабанов Kб = 1 (по таблице 9.19), KT = 1 (по таблице 9.20).}

_{X=1, Y=0 – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок; V=1 – коэффициент вращения зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается (при вращении внутреннего кольца V=1, наружного V=1,2); Кб =1,2- коэффициент безопасности учитывающий характер нагрузки, Кт =1-температурный коэффициент.}

 

_{7.5. Расчетная долговечность, млн. об (по формуле 9.1 [1])}

_{7.6. Расчетная долговечность, ч.}

_{где n – частота вращения ведущего вала.}

 

 

 

 

 

 

_{7.7. Ведомый вал.}

_{Ведомый вал несет  такие же нагрузки, как и ведущий.}

_{Из первого  этапа компоновки: l2 = 117,5 мм.}

_{Реакции опор:}

_{в плоскости хz}

_{7.8. Проверка:}

_{В плоскости  yz}

_{7.9. Проверка:}

_{7.10. Суммарные реакции:} 

_{7.11. Выбираем подшипники.}

_{Шариковые подшипники по ГОСТ 8338-75  под  номером 317 средней серии}

_{d = 85 мм, D = 180 мм , В = 41 мм, С = 133 кН и Co = 90 кН.}

 

_{7.12. Расчетная долговечность:}

_{7.13. Расчетная долговечность, ч.}

_{где n – частота вращения ведомого вала.}

_{Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников  может превышать 36000 ч, но не должен быть менее 10000 ч.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{8. Второй этап компоновки редуктора.}

_{Второй этап имеет  целью конструктивно  оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые  узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых деталей.}

_{Примерный порядок  выполнения следующий.}

_{Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее. Шестерню выполняем за одно целое с валом.}

_{Конструируем  узел ведущего зала:}

_{а) наносим осевые линии, удаленные  от середины редуктора  на расстояние l1. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения (можно вычерчивать половину подшипника, а второй половины нанести габариты).} 

_{б) между торцами  подшипников и  внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца. Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1 – 2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбрасывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники Æ50 и Æ85. Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;}

_{в) вычерчиваем  крышки подшипников  с уплотнительными  прокладками (толщиной » 1 мм) и болтами.}

_{Болт условно  заводится в плоскость  чертежа, о чем  свидетельствует  вырыв на плоскости  разъема.}

_{Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах.}

_{Длинна присоединительного конца вала Æ30 определяется длиной ступицы муфты.  Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:}

_{а) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматривает утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки – с другой;  место перехода вала от Æ 85 к Æ 45 мм смещаем на 2 – 3 мм внутрь распорной втулки с тем чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца у торцу.}

_{б) отложив от середины редуктора  расстояние l2, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники.}

_{в) вычерчиваем  мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;}

_{На ведущем  и ведомом валах  применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360-78. Вычерчиваем шпонки принимая их длины на 5 – 10 мм меньше длин ступиц.}

 

_{Непосредственным  измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении эти расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{9. Проверка прочности  шпоночных соединений.}

_{9.1. Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360-78.}

_{9.2. Материал шпонок  – сталь 45 нормализованная.}

_{9.3. Напряжения  смятия и условие  прочности по формуле  8.22:}

Ограничимся проверкой прочности  лишь одного соединения, передающего  вращающий момент от ведомого вала к барабану.

Диаметр вала в этом месте 80 мм. Сечение и длина шпонки bxhxl = 22x14x100, глубина паза t₁ = 9 мм, по ГОСТ 23360-78. Момент на колесе 2122,5 Н×мм.

Допускаемое напряжение смятия при  стальной ступице [σ_см] = 100 ¸ 120 МПа.

Напряжение смятия :

_{Условие:}

 _{выполнено.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

_{10. Уточненный  расчет валов.}

_{Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).}

_{Уточненый расчет состоит в определении  коэффициентов запаса прочности  s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми (допускаемыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s > [s].}

_{Будем производить  расчет для предположительно опасных сечений каждого из валов.}

_{10.1. Ведущий вал.}

_{Материал вала тот же, что и  для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е. сталь 45, термическая обработка – улучшение.}

_{По таблице 3.3 [1], при диаметре заготовки  до 90, среднее значение σв = 780 МПа.}

_{Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:}

_{σ-1 » 0,43 × σв = 0,43×780 = 335,4 МПа.}

_{Предел выносливости при симметричном цикле касательных  напряжений:}

_{t-1 » 0,58 × σ-1 = 0,58×335,4 = 194,5 МПа.}

_{Сечение А-А.}

_{Это сечение при  передаче вращающего момента от электродвигателя через ременную передачу, рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.}

  _{Коэффициент запаса прочности:}

_{где амплитуда  и среднее напряжение отнулевого цикла:}

_{При d = 45 мм; b = 14 мм; t1 = 5,5 мм.}

 

_{Принимаем}

_{Подставляем полученные данные:}

_{ГОСТ 16162-78 указывает  на то, чтобы конструкция  редукторов предусматривала возможность восприятия радиальной консольной нагрузки, приложенной в середине посадочной части вала. Величина этой нагрузки для одноступенчатых зубчатых редукторов на быстроходном валу должна быть 2,5ÖTБ при 25×10³ Н×мм < TБ < 250×10³ Н×мм . Приняв у ведущего вала длину посадочной части под шкив равной длине ступице (принимаем l = 80 мм) получаем изгибающий момент в сечении А-А от консольной нагрузки:}

 

_{Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям}

_{Здесь опущены  промежуточные выкладки.}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности:}

_{Получился близким  к коэффициенту запаса}

_{Это незначительное расхождение свидетельствует  о том, что консольные участки валов, рассчитанные по крутящему моменту оказываются прочными и что учет консольной нагрузки не вносит существенных изменений.}

_{10.2. Ведомый вал.}

_{Материал вала – сталь 45 нормализованная;  σв = 570 МПа.}

_{Предел выносливости:}

_{σ-1 » 0,43 × σв = 0,43×570 = 245 МПа.}

_{t-1 » 0,58 × σ-1 = 0,58×245 = 142 МПа.}

_{Сечение А-А. Диаметр вала в этом сечении 45 мм. Концентрация обусловлена наличием шпоночной канавки.}

_{Крутящий момент:}

_{T3 = 2122,5×10³ H×мм.}

_{Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:}

_{Изгибающий момент в вертикальной плоскости}

_{Суммарный изгибающий  момент в сечении А-А}

_{Момент сопротивлению  кручению (d = 90 мм; b = 24 мм; t1 = 9)}

 

 

_{Момент сопротивления  изгибу:}

_{Амплитуда и среднее  напряжение цикла  касательных напряжений:}

_{Амплитуда нормальных напряжений изгиба:}

_{Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:}

_{Коэффициент запаса прочности по касательным  напряжениям:}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности для  сечения А-А}

_{Сечение Л-Л. Концентрация напряжений обусловлена  переходом}

_{от Æ 90 к Æ 95. При D/d = 95/90 = 1,05 и   r/d = 2,25/90 » 0,025; коэффициенты концентрации напряжений:}

_{Осевой момент сопротивления сечения:}

_{Амплитуда нормальных напряжений:}

_{Полярный момент сопротивления:}

_{Амплитуда и среднее  напряжение цикла  касательных напряжений:}

_{Коэффициенты запаса прочности:}

_{Результирующий  коэффициент запаса прочности для сечения Л-Л}

_{Во всех сечениях s > [s] .}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

11. Посадки основных деталей.

Посадки назначаем согласно рекомендациям  таблицы 10.13 [1].

Посадка зубчатого колеса на вал H7/p6 по ГОСТ 25347-82.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6. Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца по Н7.

Остальные посадки назначаем пользуясь  данными таблицы 10.13.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

12. Выбор сорта масла.

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса примерно на 10 мм.

Объем масляной масляной ванны V определяем из расчета 0,25 дм³ на 1 кВт передаваемой мощности. V = 0,25×6,2 = 1,55 дм³.

По таблице 10.8 [1] устанавливаем  вязкость масла. При контактных напряжениях

σ_Н = 410 МПа и средней скорости v = 0,7 м/с, вязкость масла должна быть приблизительно равна 28×10^-6 м²/с. По таблице 10.10 принимаем масло индустриальное И – 30А по ГОСТ 20799-75.

Камеры подшипников заполняем  пластичным смазочным материалом УТ-1 (по таблице 9.14).

_{13. Вычерчивание  редуктора.}

_{Редуктор вычерчивают  в двух проекциях  на листе формата  А1, в масштабе 1:1 с  основной надписью и  спецификацией.}

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

14. Список литературы:

1.  Чернавский С. А. Курсовое проектирование деталей машин.

2. Проектирование механических передач: Учебно-спарвочное пособие для вузов. /С.А. Чернавский и др. – 5-е изд., доп. и перераб. – М.: «Машиностроение», 1984. –560 с.
3. Детали машин. Атлас под ред. Решетова Д.Н. «Машгиз», 1962г.
4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. В 3-х т. – 5-е изд доп. и перераб. М.: «Машиностроение», 1980.
5. Детали машин. Курсовое проектирование. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Москва, «Высшая школа», 1975г.
6. Конструирование узлов и деталей машин. Дунаев П.Ф. Москва, «Высшая школа», 1978г.