Расчет привода ленточного конвейера

 

 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчёт.

 

Коэффициент полезного действия двигателя

 

Ориентировочный коэффициент полезного действия привода:

 

 

Где – общий КПД;

 – КПД муфты;

 – КПД закрытой зубчатой передачи;

 – КПД цепной передачи;

 – КПД подшипников качения.

 

Выбор электродвигателя

Требуемая мощность на барабане:

, 

где F – окружное усилие;

V – скорость ленты конвейера.

 

Мощность  электродвигателя  :

 

 

 

Выходная  частота вращения барабана   :

 

где V – скорость ленты;

D – диаметр барабана.

 

Общее передаточное число :

 

 

где  – передаточное число закрытой зубчатой передачи,

передаточное число цепной передачи,

=25,2

Тогда частота  вращения вала электродвигателя:

 

 

Выбираем  электродвигатель 4AM132S6У3:

- номинальная  мощность двигателя;

- номинальная  частота вращения вала двигателя

Частоты вращения валов привода

Определим частоты  вращения валов редуктора и конвейера.

Частота вращения тихоходного вала редуктора :

 

Частота вращения вала конвейера

 

Определение силовых и кинематических параметров привода

Мощности  на валах привода:

Мощность  на валу двигателя

Мощность  на быстроходном валу редуктора:

 

Мощность  на тихоходном валу редуктора:

 

Мощность  на валу конвейера:

 

 

Частоты вращения и угловые скорости валов привода:

Вал двигателя

 

 

Быстроходный  вал редуктора

 

 

Тихоходный  вал редуктора

 

 

Вал конвейера

 

 

 

Вращающие моменты  на валах привода:

Вал двигателя

 

Быстроходный  вал привода

 

Тихоходный  вал привода

 

Вал конвейера

 

 

 

Данные вычислений сводим в таблицу

Тип двигателя:     4AM132S6У3           Pном=5,5 кВт           nном=960 об/мин
Параметр	Передача		Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)	Открытая (цепная)		двигателя	редуктора		Приводной конвейера
					Быстро-ходный	Тихо-ходный
Переда-точное число u	6,3	4	Расчетная мощность Р, кВт	5,5	5,3366	5,1258	4,5215
			Угловая скорость ω, с-1	101	101	16	4
КПД	0,98	0,9	Частота вращения n, об/мин	965	965	153,2	38,3
			Вращаю-щий момент  Т, Н·м	54,5	52,9	320,1	1129,4

2. Расчет цепной передачи

 

 

 

Геометрические и силовые параметры  цепной передачи

Определяем шаг цепи по формуле:

 

 

 

Где:

T – вращающий момент на ведущей звездочке (равный вращающему моменту тихоходного вала редуктора T_тв), Н·м

z₁ – число зубьев ведущей звездочки

 

[p_н] – допускаемое давление в шарнирах цепи, зависит от частоты вращения ведущей звездочки [p_н]=29

ν=1 – число рядов цепи

К_э – коэфициент эксплуатации, представляющий собой произведение пяти поправочных коэфициентов:

 

Таблица поправочных коэфициентов

Условия работы передачи			Коэфициент
			Обозначение	Значение
Динамичность нагрузки	Равномерная Переменная или толчкообразная		Кд	1 1,2…1,5
Регулировка межосевого расстояния	Передвигающимися опорами Нажимными звездочками Нерегулируемые передачи		Крег	1 0,8 1,25
Положение передачи	Наклон линии центров звездочек  к горизонту, град	Θ=0..40 Θ=40..90	kв	1,15 1,05
		Θ≤60 Θ>60	Кθ	1 1,25
Способ смазывания	Непрерывный (в масляной ванне или  от насоса) Капельный Периодический		Кс	0,8   1 1,5
Режим работы	Односменная Двухсменная Трехсменная		Кр	1 1,25 1,5

 

К_д=1 – равномерная нагрузка

К_рег=0,8 – регулировка межосевого расстояния нажимными звездочками

К_θ=1 – наклон линии центров звездочек θ=0 град.

К_с=1,5 – периодическая смазка

К_р=1,5 – трехсменный режим работы

 

Отсюда

 

Шаг цепи:

 

 

Согласно ГОСТ 13568-75 «Цепи приводные  роликовые нормальной серии однорядные типа ПР» выбираем цепь ПР-31,75-8900

Геометрические параметры цепи:

p	b1	d1	d3	h не более	b7 не более	b6 не более
31,75	19,05	9,53	19,05	30,2	46	24

 

Число зубьев ведомой звездочки

 

 

Округляем до целого нечетного числа z₂=85

Фактическое передаточное число цепной передачи

 

Проверяем отклонение фактического передаточного  числа от заданного

 

 

Оптимальное межосевое расстояние

 

– межосевое расстояние в шагах

 

Число звеньев цепи

 

 

Округляем до большего четного числа l_p=118

Уточняем межосевое расстояние в шагах

 

 

 

 

Фактическое межосевое расстояние

 

 

Длина цепи

 

 

Диаметры звездочек:

 

Диаметр делительной окружности:

Ведущей звездочки

 

Ведомой звездочки

 

Диаметр окружности выступов:

Ведущей звездочки

 

Ведомой звездочки

 

Где:

K=0,7 – коэфициент высоты зуба

K_z – коэфициент числа зубьев

 

 

λ=p/d₁=31,75/9,53=3,33 – геометрическая характеристика зацепления (d₁ – диаметр ролика шарнира цепи

 

 

 

Диаметр окружности впадин

 

Ведущей звездочки

 

 

Ведомой звездочки

 

 

Проверочный расчет:

 

Частота вращения меньшей звездочки n₁ , об/мин

 

n₁=153,2 об/мин – частота вращения тихоходного вала

[n]₁=15·10³/p=15·10³/31,75=472,44 –максимальная частота вращения

 

Число ударов цепи о зубья звездочки U, с^-1;

 

 

Где:

 

 

 

Фактическая скорость цепи

 

Окружная сила передаваемая цепью

 

 

Давление в шарнирах цепи

 

 

Где d₁, b₃ – соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи

[p_ц]=35 Н/мм²

 

Прочность цепи

 

 

 

[S]=8,6

 

F₀=K_f·q·a·g=6·3,8·1,15·9.81=257,2 – предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви

q – маса 1 м. цепи

a – межосевое расстояние

g –ускорение свободного падения

F_υ=q·υ²=3,8·1,72=10,98 – натяжение цепи от центробежных сил

 

Сила давления цепи на вал

 

 

Результаты вычислений сводим в  таблицу

 

Проэктный расчет
Параметр	Значение	Параметр			Значение
Тип цепи	ПР-31,75-8900	Диаметр делительной окружности звездочек Ведущей Ведомой			213 860,4
Шаг цепи p	31,75
Межосевое расстояние a	1145,22
Длина цепи l	3746,5
Число звеньев lp	118	Диаметр окружности выступов звездочек Ведущей Ведомой			229,9 877,9
Число зубьев звездочки Ведущей z1 Ведомой z2	21 84
Cила давления цепи на вал Fоп, Н	3529,6	Диаметр окружности впадин звездочек Ведущей Ведомой			206,02 856
Проверочный расчет
Параметр			Допускаемое значение	Расчетное значение	Примечание
Частота вращения ведущей звездочки n1, об/мин			472,44	153,2
Число ударов цепи U			16	1,84
Коэфициент запаса прочности S			8,6	27,1
Давление в шарнирах цепи pц, Н/мм2			35	34,4

 

 

 

Расчет  закрытой зубчатой передачи

Расчет твердости, термической обработки и материала  зубчатых колес

 

В зависимости  от вида изделия, условий его эксплуатации и требований к габаритным размерам выбирают необходимую твердость  колес и соответствующий вариант  термической обработки, и далее  группу материалов для их изготовления. В нашем случае материалом для  изготовления колес выбирается Сталь 40Х, твердость и механические характеристики которой приведены в таблице 3.

Твердость и механические характеристики Стали 40Х

Сталь 40Х	Шестерня	Колесо
Термическая обработка	Улучшение	Улучшение
Твердость сердцевины	НВ 269…302	НВ 269…302
Твердость поверхности	НВ 269…302	НВ 269…302
Предел текучести σт	750 МПа	750 МПа
Dпред	200 мм	200 мм
Sпред	125 мм	125 мм

 

Допускаемые напряжения

 

Допускаемые контактные напряжения шестерни :

Допускаемые контактные напряжения колеса :

              

Допускаемые напряжения изгиба шестерни :

  

 

Допускаемые напряжения изгиба колеса :

                             

Максимально допускаемые контактные напряжения шестерни :

   

Максимально допускаемые контактные напряжения колеса :

    

Максимально допускаемые напряжения изгиба шестерни :

   

Максимально допускаемые напряжения изгиба колеса :

 

За расчетное  допускаемое контактное напряжение принимается меньшее из значений контактных напряжений 

= .

 

Межосевое расстояние

где К_а – коэффициент для прямозубых колес, К_а = 49,5 ;

К_Нβ =1 – коэффициент концентрации нагрузки;

Т_ТВ – эквивалентный момент на колесе;

ψ_а – коэффициент ширины, при симметричном расположении ψ_а = 0,315.

 

Межосевое расстояние а_w :

 

 

По конструктивным соображениям принимаем  а_w = 200  мм.

 

Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр колеса d₂ :

 

Ширина колеса b₂ :

 

Ширина шестерни принимается на 5 мм больше ширины колеса. Ширина шестерни  b₁=77 мм.

Модуль передачи

Модуль передачи m_т :

 

где  К_т – коэффициент для прямозубых колес,  К_т = 6,6;

Т_FE2 – эквивалентный момент на колесе.

Согласно  модуль передачи m_т :

 

Для обеспечения  правильно термической обработки  принимаем модуль передачи  m=3 мм

Суммарное число  зубьев

Суммарное число  зубьев z_∑ :

 

Число зубьев шестерни и колеса

 Фактическое  передаточное число. Диаметры  колес

Число зубьев шестерни z₁:

 

Число зубьев колеса z₂ :

 

Фактическое передаточное число u :

 

Фактическое межосевое расстояние:

 

Делительный диаметр шестерни d₁ :

 

Делительный диаметр колеса d₂ :

 

Диаметры  вершин зубьев шестерни и колеса d_а1 и d_а2 :

 

 

Диаметры  впадин зубьев шестерни и колеса d_f1 и d_f2:

 

 

Проверочный расчет

Проверяем межосевое  расстояние

 

Проверяем пригодность  заготовок колес

Условие пригодности  заготовок колес:

 

Диаметр заготовки  шестерни:

 

Толщина диска  заготовки колеса:

 

 

 

Условия выполняются:

 

Проверяем контактные напряжения:

 

K=436 – вспомогательный коэфициент:

F_t -- окружная сила в зацеплении:

 

K_Hα =1 – коэфициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

K_HV – коэфициент динамической нагрузки, зависящий от точности зубчатой передачи и окружной скорости колеса

Окружная  скорость колеса V_К :

 

Степень точности 9;

K_HV=1,05

 

 

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни ϭ_F1 и колеса ϭ_F2:

 

 

K_Fα=1 – коэфициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_Fβ=1 – коэфициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_FV=1,13 – коэфициент динамической нагрузки, зависящий от точности передачи и окружной скорости колеса;

Y_F1 и Y_F2 – коэфициенты формы зуба шестерни и колеса; Y_F1=4,27; Y_F2=3,60

Y_β=1 – коэфициент учитывающий наклон зуба;

 

 

Результаты  вычислений сводим в таблицу

Проектный расчет
Параметр			Значение	Параметр		Значение
Межосевое расстояние aw мм			200	Модуль m		3
Ширина зубчатого венца Шестерни колеса			77 72	Диаметр делительной окружности Шестерни колеса		111 289
Число зубьев Шестерни колеса			18 115	Диаметр окружности вершин Шестерни Колеса		117 295
				Диаметр окружности впадин Шестерни колеса		103.5 281.5
Проверочный расчет
Параметр		Допускаемые значения			Расчетные значения
Контактные напряжения		581			396
Напряжения изгиба		294			0,39
		294			0,39

 

 

 

Окружная  сила в зацеплении F_t:

 

 

Радиальная  сила в зацеплении F_r :

 

 

Осевая сила в зацеплении F_а = 0.

Консольные  силы

Цепная передача

 

Муфта

 

 

Расчёт валов:

Предварительный расчёт валов:

Крутящие моменты в поперечных сечения валов:

На быстроходном валу: Т_бв=52,9 Н·м

На тихоходном валу: Т_тв=320,1 Н·м

 

Быстроходный вал:

1-я ступень (под полумуфту);

 

 

Из конструктивных соображений  выбираем диаметр d₁=32 мм

 

 

 

2-я ступень (под уплотнение  крышки с отверстием и подшипник)

 

t – высота буртика

Выбираем d₂=40 мм

 

 

 

3-я ступень (под шестерню)

 

l₃ – определяется графически на эскизной компоновке

 

 

4-я ступень (под подшипник)

 

 

B –ширина подшипника 308

с – размер фаски

 

Тихоходный вал:

1-я ступень (под звездочку  цепной передачи)

 

Выбираем d₁=55 мм.

 

Выбираем l₂=85 мм

 

 

2-я ступень (под уплотнение  крышки с отверстием и подшипник)

 

t – высота буртика

 

 

 

3-я ступень (под колесо)

 

Принимаем d₃=80 мм

l₃ – определяется графически на эскизной компоновке

 

 

4-я ступень (под подшипник)

 

 

B –ширина подшипника 312

с – размер фаски

 

Результаты вычислений заносим  в таблицу:

Вал (материал – сталь 40Х	Размеры ступеней, мм				Подшипники
	d1	d2	d3	d4	Типо-размер	dxDxB (мм)	Динамическая грузоподьемность Cr, кН	Статическая грузоподьемность C0r, кН
	l1	l2	l3	l4
Быстроходный	32	40	48	40	308	40х90х23	41,0	22,4
	48	60	110	24,2
Тихоходный	55	60	80	60	312	60х130х31	81,9	48,0
	85	75	110	33

 

 

Построение эпюр  изгибающих и  крутящих моментов

Быстроходный вал

Вертикальная плоскость:

Дано F_r=806,11 H; F_t=2215,2 H; F_a=0; F_м=363,7 H

l_Б=133 мм; L_Б=156 мм; l_м=73 мм; d₁=111 мм.

Определяем опорные реакции  Н;

 

 

 

 

 

Проверка

 

 

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4

 

 

 

 

 

 

 

 

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..3

 

 

Строим эпюру крутящих моментов

 

 

 

Определяем суммарные радиальные реакции 

 

 

 

 

 

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных  сечениях

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Тихоходный вал

Вертикальная плоскость:

Дано F_r=806,11 H; F_t=2215,2 H; F_a=0; F_оп=3529,6 H;

l_М=144,5 мм; l_т=141 мм; d₂=289 мм.

Определяем опорные реакции  Н;

 

 

 

 

Проверка

 

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных  сечениях 2..4

 

 

 

 

Горизонтальная плоскость

Определяем опорные реакции

 

 

 

 

Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..3

 

 

 

 

Строим эпюру крутящих моментов

 

 

Определяем суммарные радиальные реакции 

 

 

 

 

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных  сечениях

 

 

 

 

 

Проверочный расчет подшипников

Быстроходный вал:

Дано:

Подшипники 308 (C_r=41 кН)

Радиальные нагрузки

R_A=6139,7 H

R_B=4866,7 H

 

 

Расчетная динамическая грузоподьемность С_rp, Н и базовая долговечность L_10h, ч рассчитываются по формулам:

 

 

m=3 – показатель степени для шариковых подшипников;

a₁=1 –коэфициент надежности;

a₂₃=0,8 – коэфициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

n=n_тв=965 с^-1 – частота вращения внутреннего кольца подшипника равная частоте вращения соответствующего вала;

L_h= 10000 ч – Требуемая длоговечность подшипника;

R_E – эквивалентная динамическая нагрузка:

 

 

V=1 – коэфициент вращения;

K_б=1,2 – коэфициент безопасности;

K_т=1 – температурный коэфициент;

R_r – суммарная реакция подшипника (равная R_A или R_B для подшипников А и В соответственно)

Для подшипника А:

 

 

 

 

 

 

 

Условие выполняется

 

Для подшипника В:

 

 

 

 

 

 

 

 

Условие выполняется

 

 

Тихоходный вал:

Дано:

Подшипники 312 (C_r=81,9 кН)

Радиальные нагрузки

R_A=1126,13 H

R_B=1470 H

 

 

Расчетная динамическая грузоподьемность С_rp, Н и базовая долговечность L_10h, ч рассчитываются по формулам:

 

 

m=3 – показатель степени для шариковых подшипников;

a₁=1 –коэфициент надежности;

a₂₃=0,8 – коэфициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации;

n=n_бв=153,2 с^-1 – частота вращения внутреннего кольца подшипника равная частоте вращения соответствующего вала;

L_h= 10000 ч – Требуемая длоговечность подшипника;

R_E – эквивалентная динамическая нагрузка:

 

 

V=1 – коэфициент вращения;

K_б=1,2 – коэфициент безопасности;

K_т=1 – температурный коэфициент;

R_r – суммарная реакция подшипника (равная R_A или R_B для подшипников А и В соответственно)

Для подшипника А:

 

 

 

 

 

 

Условие выполняется

 

Для подшипника В:

 

 

 

 

 

 

Условие выполняется

 

 

 

Выбор муфты

Конструктивно выбираем муфту 250-32-I.32-II.2-У3 ГОСТ 21424-93

Проверочный расчет муфты

 

Tдв=54,5 Н·м – крутящий момент на валу двигателя

Kр=1,5 – коэфициент режима нагрузки

Т=250 Н·м – номинальный момент

 

 

 

 

Расчёт шпоночных соединений

Условие прочности шпонки на смятие определяется по формуле

 

 

Т  – передаваемый крутящий момент, Н·мм;

d – диаметр вала редуктора, мм;

 =l-b – рабочая длина шпонки, мм;

 – глубина паза вала, мм;

 =150 Н/мм²– допускаемое напряжение при смятии, Н/мм².

Кроме того, необходимо проверить  шпонку по условию среза.

 

где   =100 Н/мм²– допускаемое напряжение по условию среза, Н/мм².

 

Для быстроходного вала проверяется шпонка

b= 10 мм, h = 7 мм, l = 30 мм, d=32 мм, Т=54,5·10³ Н·мм.

 

 

 

 

Для выходного конца тихоходного вала проверяется шпонка

b= 16 мм, h = 10 мм, l = 35 мм, d=55 мм, Т=320,1·10³ Н·мм.

 

 

 

Для тихоходного вала проверяется  шпонка

b= 22 мм, h = 14 мм, l = 50 мм, d=80 мм, Т=320,1·10³ Н·мм.

 

 

 

 

Выбранные шпонки удовлетворяют требуемым  условиям.

 

Выбор системы смазки и смазочных  материалов

Выбор системы смазки

 

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения  их от заедания, коррозии и лучшего  отвода теплоты трущиеся поверхности  деталей должны иметь надежную смазку.

Так как окружные скорости в зацеплении зубчатых передач  не превышают 12,5 м/с, в данном редукторе  предусмотрена картерная система  смазки. Смазка происходит методом  погружения вращающихся деталей  в масляную ванну. Внутри корпуса  образуется взвесь частиц масла в  воздухе, которые покрывают поверхность  расположенных внутри корпуса детали.

Для одноступенчатых  редукторов обьем масляной ванны  определяется из расчета 0,8 л масла  на 1 кВт передаваемой мощности

 

Уровень масла. В цилиндрических редукторах при  окунании в масляную ванну колеса

 

 

Смазывание  подшипников. Поскольку окружная скорость колеса составляет 4,6 м/с, подшипники смазываются  в результате разбрызгивания масла  колесами, образования масляного  тумана и растеканием масла по валам привода.

 Для уплотнения  выходных концов валов используются  резиновые армированные манжеты.  Под крышки подшипников устанавливаются  бумажные прокладки. На плоскость  разъёма перед окончательной  сборкой наносят пасту типа  «Герметик». Предусмотрены так же  маслоуказатель жезлового типа, сливное отверстие, закрываемое  пробкой. 

 

Смазочные материалы

 

Для смазки зубчатой передачи используется индустриальное cмазка И-Г-А-46 по ГОСТ 17479.4-87 для гидравлических систем, без присадок работающее при температуре 70°С. Число 46 обозначает класс кинематической вязкости.

 

Библиографический список

 

1. Чернавский  С.А., Боков К.Н., Чернин И.М., Ицкевич  Г.М., Козинцов В.П. 'Курсовое проектирование  деталей машин': Учебное пособие  для учащихся. М.:Машиностроение, 1988 г., 416с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. 'Конструирование узлов  и деталей машин', М.: Издательский  центр 'Академия', 2003 г., 496 c.

3. Шейнблит А.Е. 'Курсовое проектирование деталей  машин': Учебное пособие, изд. 2-е  перераб. и доп. - Калининград: 'Янтарный  сказ', 2004 г., 454 c.: ил., черт. - Б.ц.

4. Березовский  Ю.Н.,Чернилевский Д.В., Петров М.С. 'Детали машин', М.: Машиностроение,1983г.,384 c.

5. Боков В.Н., Чернилевский  Д.В., Будько П.П. 'Детали машин:  Атлас конструкций.' М.: Машиностроение, 1983 г., 575 c.

6. Гузенков П.Г., 'Детали машин'. 4-е изд. М.: Высшая  школа, 1986 г., 360 с.

7. Детали машин:  Атлас конструкций / Под ред.  Д.Р.Решетова. М.: Машиностроение, 1979 г., 367 с.

8. Дружинин Н.С., Цылбов П.П. Выполнение чертежей  по ЕСКД. М.: Изд-во стандартов, 1975 г., 542 с.

9. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б.П. 'Расчеты  деталей машин', 3-е изд. - Минск:  Вышейшая школа, 1986 г., 402 c.

10. Куклин Н.Г., Куклина Г.С., 'Детали машин' 3-е  изд. М.: Высшая школа, 1984 г., 310 c.

11. 'Мотор-редукторы  и редукторы': Каталог. М.: Изд-во  стандартов, 1978 г., 311 c.

12. Перель Л.Я. 'Подшипники качения'. M.: Машиностроение, 1983 г., 588 c.

13. 'Подшипники  качения': Справочник-каталог / Под  ред. Р.В. Коросташевского и  В.Н. Нарышкина. М.: Машиностроение, 1984 г., 280 с.

14. 'Проектирование  механических передач' / Под  ред.  С.А. Чернавского, 5-е изд. М.: Машиностроение, 1984 г., 558 c.

Изм Лист   №  документ     Подп      Дата

Лист