Проектирование привода цепного конвейера. 5

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение          Техническое задание

1. Выбор электродвигателя…………………………………………………...3

2. Определение передаточного числа привода……………………………...4

3. Расчет моментов……………………………………………………………4
4. Расчет червячной передачи …………………………………………… .....5

5. Геометрические размеры червячной передачи…………………………...9

6. Расстояния между деталями передач…………………………………… 11
7. Диаметры валов…………………………………………………………... 11
8. Конструирование червячного колеса и червяка………………………... 12

9. Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипника……………14

10. Подбор подшипников……………………………………………………..14
11. Шпоночное   соединение………………………………………………..15
12. . Концевые участки валов………………………………………………...16
13. Установка колеса на вал………………………………………………….17
14. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности…………………………………………………………18
15. Расчет вала на усталостную прочность и выносливость………………20
16. Расчет цепной передачи…………………………………………………..22

Список используемой литературы……………………………………….

 

 

 

1.Выбор электродвигателя

1.1Определим общий коэффициент полезного действия (КПД) привода:

 η  _обш= где

η _м = 0,98 – КПД муфты

η _ч.п. = 0,8 – КПД червячной передачи

η _ц.п = 0,92- КПД цепной передачи

η _пр.в =0,99- КПД приводного вала

η = 0,98 * 0,8 * 0,92 * 0,99 = 0,71

1.2 Определим требуемую мощность двигателя:

 

=22,550,71=16,01 кН

- окружное усилие на барабане

v=0,18 м/с- скорость ленты

==4,059 кВт

3. Частота вращения вала

 

 

=280 мм- диаметр барабана

  =12,28

1.4Частота  вращения вала электродвигателя

 

=973,4 об/мин

1.5 Выбор электродвигателя

По полученным  данным выбираем электродвигатель:       P=4 кВт,

2. Определяем общее передаточное число привода

 

 

3.  Расчет моментов

 

 

 

 

 

 

 

 

3.1 

      

       

       

3.2

       

         0,8= 3,136 кВт

        

3.3

     

      = Нм

     =

№ вала	n, об/мин	P, кВТ	T, Нм
1	950	4	39
2	950	3,92	38,43
3	30	3,136	984
4	12,28	2,84	2241

 

4. Расчет червячной передачи

Вариант термообработки зубьев редуктора - II. Марки сталей , одинаковые для колеса и шестерни : 40Х, 40ХН,35ХМ и 45 ХЦ. Т.О. колеса - улучшение. НВ 235…262. Т.О. шестерни - улучшение и закалка ТВЧ. НRC 45…50, 48…53, 50… 56.Материал для червячного колеса-БрА9ЖЗЛ, способ отливки- в землю,

4.1 Передаточное число  редуктора :

  == 31,7 ≈ 32

Число заходов червяка , число зубьев колеса , т.е. , в этом случае

 4.2 КПД

    

4.3 Мощность:

1. необходимая для вращения вала червячного колеса

 ≈ 3,1 кВт

2. необходимая для вращения червяка

  кВт

4.4  Крутящий момент :                а. на быстроходном валу 

         = Нм

4.5. В первом приближении оцениваем скорость скольжения

     == 4,25 м/с

4.5  Выбор материала  червяка : безоловянные бронзы и латуни (группа II), HRC

4.6   Режим работы передачи

    

Суммарное число циклов перемен  напряжений в зубе червячного колеса

=60·12000·30= 21600000

 Условные базовые числа циклов перемены напряжений, которым соответствуют исходное  допускаемое напряжение для расчета на прочность рабочих поверхностей зубьев и предел изгибной  выносливости равны :

Для расчета на прочность  рабочих поверхностей зубьев червячного колеса :  

Для расчета зубьев на изгибную выносливость:

      

      

     

4.7  Допускаемые напряжения:

На прочность рабочих поверхностей

   

=300…250 МПа

    МПа

  =400 МПа 143,75 МПа

На изгибную выносливость

    ,

где   ,

        - предел изгибной выносливости материала червячного колеса

 

 

 = 75,54 МПа

= 0,8·=0,8·200=160 МПа

- условие выполняется

4.8 Ориентировочное  значение коэффициента нагрузки

                         

 

-коэффициент  концентрации нагрузки

=1,025

 

4.9 Предварительно  значение расчетных параметров  червячной передачи

  Межосевое расстояние

   

    , по табл. 180

   Осевой модуль

  = 7,8-9,5                  =8

==13             Принимаем q= 12,5

Коэффициент смещения:

 

  - условие выполняется

4.10 Углы подъёма  витка червяка 

   arctg - делительный угол подъёма витка

arctg=

  

4.11 Уточнение расчетных параметров и размеров червячной передачи путем проверочного расчета ее на прочность

а. Коэффициент нагрузки

     

     =1+,

где - коэффициент деформации червяка,

       χ - коэффициент,  учитывающий влияние режима работы.

Для типового режима  нагружения работы II коэффициент χ=0,5; 176

  =1+=1,003

  K=1·1,003=1,003

б. Скоростной коэффициент

            

                0,49

При  < 3 м/с

в.  Допускаемое напряжение

Окружная сила на начальном  диаметре червяка

 ==5,84 м/с

Скорость скольжения в  зацеплении

   ==5,86м/с

Расчетное напряжение

  

  

 МПа      МПа

			m	q
180	1	32	8	12,5

 

5.Геометрические размеры червячной передачи

 5.1.Червяк

Диаметр делительный

                                      

                                    

Диаметр начальный 

                                       

                                        10·(12,5-1)=115 мм

Диаметр вершин витков

                                      

                                        мм

Диаметр впадин витков

                           

Длина нарезной части витка              ,               где                             

                                 

                          =124 мм

5.2 Червячное  колесо

Диаметр делительной начальной  окружности

                                 

                                =260 мм

  Диаметр  вершин зубьев

                                 

                                  =268

  Диаметр впадин зубьев

                                                    = 308,5

ширина венца     

                               

Коэффициент полезного действия:              η====0,79

5.3.Силы, действующие  на валы червячной передачи:              окружная сила на колесе, равная осевой силе на червяке                            =240H

 окружная сила на  червяке, равная осевой силе  на колесе                            == 23,8 H

  радиальная сила , раздвигающая червяк и колесо

                             6150·tg20= 240·0,364=77,9 H

 

5.4. Напряжение  изгиба в зубьях червячного  колеса

                                  ,

где -эквивалентное число зубьев червячного колеса,

-коэффициент,  учитывающий форму зубьев червячных  колес.

          =6,32МПа

;    =1,71

5. Проверка передачи червячного редуктора на нагрев

Общая поверхность охлаждения корпуса редуктора приближенно  определяется по графику или по зависимости:

           =12· 0,95 м²

Для удовлетворительной работы червячного редуктора необходимо обеспечить условие : (редуктор без искусственного охлаждения)

      +

       +20= 85,54              

раб =90…95

6. Расстояния между деталями передач

 

   

L- наибольшее расстояние  между внешними      поверхностями деталей передач, мм.

   L==116+268= 384 мм

 а= 10,87 мм

 Расстояние b₀ между дном корпуса и поверхностью                    колёс или червяка принимают

      b₀₄a

       b₀ 43,48 мм                           

7. Диаметры валов

Для быстроходного вала:             

  D_в= 32 мм

d_пd+ 2t             d_бпdп+ 3,2r                        по таблице : t=2,   r=1,6

         d_п=32+4≈40 мм

         d_бп≈50 мм

Для тихоходного  вала:                                                d_k=4,8· =47, 74 мм

                                                 d_п= d+ 2t              d_бпdп+ 3r                         d_{kd бп}

d=4,8 мм

d_п=47,7+4=51,7 мм

d_{пб56,5 мм}

8. Конструирование червячного колеса и червяка

Конструкция червячного колеса и способ соединения венца с центром  зависят от объема выпуска. При единичном  производстве зубчатые венцы соединяют с центром посадкой с натягом. При постоянном направлении вращения червячного колеса на наружной поверхности центра предусматривают буртик, на который направляют осевую силу. Червячные колеса вращаются с небольшой скоростью и , как правило, не требуют балансировки, поэтому нерабочие поверхности обода, диска, ступицы колеса  оставляют необработанными и делают конусными с большими радиусами закруглений. Острые кромки на торцах венца притупляют фасками

                                                ,

где m- модуль зацепления с округлением до стандартного значения.

                    Размеры других основных конструктивных элементов принимают по соотношениям:

               S  ≈  2,5·m            

S=25;      S₀= 30…32,5

S₀=32                ;  C=38,4…41,6

h≈0,15b₂; 

         t≈0,8 h

h= 18, t=14,4

f	S	S0	C	h	t
5	25	32	40	18	14.4

 

   Длина посадочного отверстия колеса следует принимать равной или больше ширины зубчатого венца (. Принятую длину ступицы согласуют с расчетным  и с диаметром посадочного отверстия d.

             , d=17

            14…25,5 мм

Диаметр ступицы d_ст и ширину S  торцов зубчатого венца принимают:

               d_ст=1,5d+10 мм

              dст = 1,5·20+10= 40 мм

Размеры пазов

               b=(0,4…0,5) b₂ ;     h=(0,3…0,4) b

Расстояние  между опорами:        Расстояние между серединами опор вала червяка при приближенном расчете можно принимать равным:          L = 0.95×d₂ ,

где  d₂     -  диаметр делительной окружности для червяка ,  d₂=320 мм    L=304 мм.

_{Длина нарезанной части  червяка                b1 = (11 + 0.06×Z2)×m =(11+0,06· 32)=12,92≈13 мм}

_{Радиус  выемки поверхности вершин зубьев червячного колеса:}

                _{rk = 0.5×d1 – m =0,5·140-10=60 мм       Условный угол обхвата :}         

                                sin β=           

                   sinβ=48,9^o≈50^o

Условный угол обхвата 2·β=100^o

_{Межосевое расстояние (проверка):}

 

_{aw = 0.5×m×(q + Z2 + 2×x) = 0.5×10×(14 + 32 -0,5·2) = 225 (мм)-верно}

Угол подъема  витка червяка            

        = 4, 10^o

9.Проектный расчет валов редуктора и подбор подшипника

Входной вал

Диаметры подшипниковых  шеек: d_п1 = d_в+2×t,где d_в- диаметр входного вала  = 32

                       d_п1 = 32+5=37 ,        Значения d_п  должны быть кратны 5, поэтому принимаем d_п1 = 40 мм

d_бп1 = d_п1+3.2×r = 40+3,2·2,5 = 48 (мм)

Принимаем  d_бп1 = 50 мм, по таблице  t = 2.8 мм,  r = 3мм,  f = 1,6.    Параметры нарезанной части: d_f1 = 116 мм; d₁ = 140 мм  и d_a1 = 160 мм Расстояние между опорами червяка примем равным диаметру червячного колеса, то есть  l₁ » 330 мм         Расстояние от середины выходного конца до ближайшей опоры f₁ = 90 мм

Выходной  вал

d=4,8 мм

d_п=47,7+4=51,7 мм

d_пб56,5 мм

  Диаметры подшипниковых шеек:          d_п2 = 55 (мм);

 d_бп2 = 60 (мм)                    d_k=48, 48 мм принимаем t = 2.8 мм, r = 3 мм, f = 1.6, тогда

                               d_бк = d_к + 3f = 48 + 3×1.6 » 52 (мм)     

Диаметр ступицы  червячного колеса:          d_ст2 = (1.6…1.8)d_бп2 = (1.6…1.8)×75 = 120…135 (мм)

Принимаем :   d_ст=125 мм

Длина ступицы  червячного колеса:         l_ст2 = (1.2…1.8)d_бп2 = (1.2…1.8)×75 = 90…135 (мм)

Принимаем l_ст2 = 95 мм.

10.Подбор подшипников                                                                                                 Для червяка

Примем предварительно подшипники роликовые конические  Для червяка примем предварительно подшипники роликовые конические 7308 средней

серии. Схема установки  подшипников – враспор. Из таблицы  выписываем: d = 40 мм, D = 90 мм, Т = 25,5 мм, e = 0.28. 

    

 

Для червячного колеса

Для вала червячного колеса примем подшипники роликовые конические 7311 легкой серии. Схема установки подшипников – враспор. Из таблицы выписываем: d = 55 мм, D = 120 мм, Т = 32 мм, e = 0.34.

 

Раcстояние между точками приложения радиальных реакций при установке радиально-упорных подшипников по схеме «враспор»

         , где l- расстояние между торцами наружных колец подшипников, а- смещение точки приложения радиальной реакции от торца подшипника.

     l= 235-(18,8·2)=197,4 мм

  11.       Шпоночное       соединение

1. Для входного вала с муфтой

d_в=32 мм, шпонка:  сечение bh=8, S=0,4 мм( фаска), глубина паза вала (t₁=5 мм, t₂= 3,3 мм, l=32 мм)

   Шпонка призматическая  со скругленными торцами, материал  шпонки- СТ 45, нормализованная. Напряжение смятие  и условие прочности определяем по формуле:  σ_см=

При чугунной ступице допустимо  установить муфту из чугуна СЧ 20  

2. Соединение вал- колесо

d_в=50 мм, шпонка:  сечение bh=149, S=0,5 мм( фаска), глубина паза вала (t₁=5,5 мм, t₂= 3,8 мм, l=125 мм). Шпонка призматическая со скругленными торцами, материал шпонки- СТ 45, нормализованная. Напряжение смятие  и условие прочности определяем по формуле:  σ_см=- посадка с натягом

12. Концевые участки валов

а) Быстроходный вал

 

 

 

 

 

 

 

 

Переходный участок между  двумя ступенями выполняют галтелью радиусом r= 1,6 Ориентировочно диаметр вала в месте установки подшипника

                      

    d_П32+2*3,3+0,5

    4039,1 мм

 

 

     

                                               

 

 

                                       

     1)Конический конец вала                          

                             d₁=40 мм;

                             d=d₁-2·t=40-2·3,3=33,4≈36 мм

                             d_ср=  

                              l₁≈ 60 мм

                              l₂≈5,4 мм

                              l₃≈43,2 мм

    по таблице     d_ср=33,1мм , l₁=80 мм;  l₂=58 мм.

    d₁= М20

 

2) цилиндрический конец  вала  с диаметром 40 мм:  l=82 мм- длина, r=2, c=1,6.

t (длина буртика)= 6 мм

 

б) Тихоходный вал

 

1. цилиндрический конец вала                d_в=48 мм       

 r=2,5;  f=3; t=6;

Ориентировочный диаметр вала (мм) в месте установки подшипника

     d_п=48+2·3,8+0,5=56,1

     d_п=55 мм

     l=82 , c=2

2. конический конец вала

l₁=110 мм, l₂=82 мм, d_ср=45,9 мм, b=12 мм, h=8 мм, t₁=5 мм,t₂=3,3мм,  d₁=M3

13.Установка колеса на вал

Ранее исходя из расчетов было выявлено, что целесообразнее применять  соединение с натягом.

     Запас сцепления для колес выходных валов редукторов, на концах которых установлена звездочка цепной передачи

           К=3,5

           T₃=984 Нм

          d_в=60 мм

          d_ст=135 мм

           d₁=0 мм

Материал для червячного колеса-БрА9ЖЗЛ, способ отливки- в землю,   ; вал изготовлен из стали 45 (, E=2,1·10⁵ МПа), шероховатость вала и отверстия :=1,6 мкм, сборка нагревом  ( f=0,07),l- 120 мм( длина сопряжения).

 

1. Среднее контактное давление (Па)

  =72,5МПа

 

2. Деформация деталей

=72,5·60·(2,1·0,65+0,7)/(21·10⁴)=0,0427мм=42,7мкм

C₁=1-0,35=0,65

C₂=1-0,3=0,7

 

3. Поправка на обмятие микронеровностей :

       u=5,5(=5,5·(1,6+1,6)=17,6 мкм

4. Потребный минимальный натяг:

N_min≥ N+ u= 42,7 мкм+17,6 мкм=60,3 мкм

По таблицам стандарта  этот минимальный вероятностный  натяг может гарантировать посадка  , для которой отклонения отверстия 0 и +30 мкм, отклонение  вала + 87 и + 117 мкм, наименьший натяг       (N_min)_табл=0,087-0,030=0,057 мм; наибольший натяг (N_max)_табл.=0,117-0=0,117 мм.

Проверка условия прочности  с учетом заданной вероятности безотказной  работы по формулам:

        TD= 0,030-0=0,03 мм, Td=0,117-0,087=0,030 мм, С=0,31:

    N_pmin=0,087-0,31, N_Pmax=0,10 мм.

При этом N_Pmin>(N _min )_рас. –условие прочности соединения удовлетворяется.

Удельное давление, вызывающее пластические деформации в деталях:

 p_T=200(135²-60²)/(2*135²)=80 Мпа- для ступицы

 p_T=340/2=170 МПа – для вала

Максимальный расчетный  натяг:

           N^|=N_Pmax- u=0,10-0,0176=0,082 мм

Соответствующее  этому  натягу давление :

 p^|=pN^|/N=72,5*0,082/0,0427=139Мпа

Намеченная посадка не вызывает пластических деформаций.

14. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности

1. 1. Для быстроходного вала редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные 7308 средней серии.

Для него имеем:

D=40 мм.– диаметр внутреннего кольца,

D=90 мм.– диаметр наружного кольца,

Т=25,5 мм.- ширина подшипника,

C_r=61 000 Н– динамическая грузоподъёмность,

C_or=46 000 Н– статическая грузоподъёмность,

– предельная частота вращения при  пластичной смазке.

На подшипник действуют:

F_a=610Н– осевая сила,

F_r=2238 Н– радиальная сила.

Частота вращения:n=950 об/мин.

Требуемый ресурс работы:L_10h=12000ч.

Найдём:

– коэффициент безопасности

– температурный коэффициент 

– коэффициент вращения

Эквивалентная нагрузка:  

Коэффициент осевого нагружения: e=0,28.

Проверим условие:   

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0,67 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=2,9.

Определяем эквивалентную  радиальную динамическую нагрузку:

P_r=(F_aV∙x+yF_r)∙k₆ ∙k_T=(610*1*0,67+2238*2,9)*1,3*1=8968Н

Рассчитаем ресурс принятого  подшипника:

  =

или     =12000, что удовлетворяет требованиям.

2. Для тихоходного вала  редуктора выберем роликоподшипники конические однорядные 7310 средней серии .

Для него имеем:

  – диаметр внутреннего кольца,

– диаметр наружного кольца,

– ширина подшипника,

  С_r=96600 Н– динамическая грузоподъёмность,

   С_or=75900 Н– статическая грузоподъёмность,

– предельная частота вращения при  пластичной смазке.

На подшипник действуют:

F_a=610Н– осевая сила,

F_r=2238 Н– радиальная сила

Частота вращения:n=30 об/мин

Требуемый ресурс работы: L_10h=12000ч.

Найдём:

– коэффициент безопасности

– температурный коэффициент 

– коэффициент вращения

Эквивалентная нагрузка: :  

Коэффициент осевого нагружения: е=0,31

Проверим условие:

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x=0.67 и коэффициента осевой динамической нагрузки y=2,9.

Определяем эквивалентную  радиальную динамическую нагрузку:

P_r=(F_aV∙x+yF_r)∙k₆ ∙k_T=(610*1*0,67+2238*2,9)*1,3*1=8968Н

Рассчитаем ресурс принятого  подшипника:

=             или =0,6*10⁶, что удовлетворяет требованиям.

15. Расчет приводного вала (наиболее нагруженного) вала на усталостную прочность и выносливость

  Действующие нагрузки:

 Радиальная сила  Fr=2238 Н

Крутящий момент - _{T=984 Нм}                                   Момент на барабане:

  M=F_r*r=2238*0,14=313,32     

 

Определим реакции опор в  вертикальной плоскости.

1. , 

 

 

2238*0,099-0,198*=0

=1119 Н

2. , ,

2238*0,099-0,198*=0

=1119Н

Выполним проверку: , ,

_{1119+1119-2238=0}

 Следовательно , вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в  горизонтальной плоскости.

3. , ,

2238*0,99- *0,198=0

 получаем, что =1119 Н

4. , ,

=1119Н

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , _-2238+2238=0,  – верно.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Расчёт производим в форме  проверки коэффициента запаса прочности  , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие, что , где – расчётный коэффициент запаса прочности, и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, которые определим ниже.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении); и – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручении; – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений.

Определим отношение следующих  величин:

, , где и – эффективные коэффициенты концентрации напряжений, – коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения. Найдём значение коэффициента влияния шероховатости и коэффициент влияния поверхностного упрочнения .

Вычислим значения коэффициентов  концентрации напряжений и для данного сечения вала: , .

Определим пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении: ,

      

16. Расчет цепной передачи

1. Исходные данные:

n₃ = 30 об/мин, T₃ = 984 Нм, U_ц=2,5;

2.Назначим однорядную  роликовую цепь типа ПР.

2.1.Предварительное значение  шага для однорядной цепи

P^|=4,5=44,75 (мм)

Ближайшие значения шагов  по стандарту:

P=44,45 (мм)

3.Назначение основных  параметров.

3.1.Число зубьев ведущей  звёздочки в зависимости от  передаточного отношения.

Z₁=29-2*U=24

 из условия: ;делительный диаметр не должен превышать 410мм.

При P=44,45 (мм) Z₁==

 

3.2.Межосевое расстояние.

a= 40* P=40*44,45=1778(мм)

 

3.3.Наклон передачи принимаем  равным 30

3.4.Примем,что смазывание цепи нерегулярное. Цепь будут смазывать периодически при помощи кисти.

4.Определение давления  в шарнире.

4.1.Найдём значение коэффициента  ;

-нагрузка с небольшими ударами;

-оптимальное межосевое расстояние;

-наклон передачи менее 60 ;

-передача с автоматической регулировкой  натяжения цепи;

-смазывание цепи нерегулярное;

-работа в две смены;

.

4.2.Окружная сила, передаваемая  цепью.

=11 585 (Н)

4.3.Давление в шарнире однорядной цепи.

ϭ===55,08(H/мм²)

Принимаем цепь ПР-44,45-172,4.Её параметры: Р=44,45мм,

Диаметр ролика d=25,40 мм, расстояние между внутренними пластинами ,

Ширина внутренней пластины h= 42,4 мм, наибольшая ширина звена b=34 мм.

5.Число зубьев ведомой  звёздочки.

Z₂=U*Z₁=2,5*12=30

6.Частота вращения ведомой  звёздочки.

n=30 об/мин

7.Делительный диаметр  ведущей и ведомой звёздочки.

 

 

 

 

8.Диаметр окружности выступов  ведущей и ведомой звёздочки.

9.Диаметр впадин ведущей  и ведомой звёздочки.

 

 

 

 

Принимаем:

10.Ширина зуба звёздочки.

 

11.Ширина зубчатого венца  звёздочки.

В=34 мм

12.потребное число звеньев  цепи.

W==

Принимаем W=101

13.Уточнённое межосевое  расстояние.

 

=*201,9=2243,6мм

Полученное значение а’ уменьшаем на .

4,49…8,975

 

Окончательное значение межосевого расстояния: