Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Спроектировать привод ленточного конвейера

Задание на проектирование
Введение
I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет
II. Расчет передач
III. Предварительный расчет валов редуктора
IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса
V. Конструктивные размеры корпуса редуктора
VI. Расчет клиноременной передачи
VII. Расчет параметров цепной передачи
_{VIII. Первый этап компоновки редуктора}
IX. Проверка долговечности подшипников
X. Второй этап компоновки редуктора
XI. Проверка прочности шпоночных соединений
XII. Уточненный расчет валов
XIII. Вычерчивание редуктора
XIV. Посадки зубчатого колеса, шкива и подшипников
XV. Выбор сорта масла
XVI. Сборка редуктора
Библиографический список

Содержание

Введение

Транспортёры (конвейеры) предназначены для перемещения сыпучих и кусковых грузовых материалов или штучных однородных грузов непрерывным потоком на небольшие расстояния. Их широко применяют для менанизирования разгрузочно - погрузочных работ, для транспортирования изделий в технологических поточных линиях.

В настоящее время известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся по принципу действия и по конструкции.

Все эти устройства можно разделить на две основные группы:

транспортирующие устройства с тяговым органом – ленточные и цепные транспортёры и элеваторы.
транспортирующие устройства без тягового органа – гравитационные.

Независимо от типа тягового органа транспортёры состоят из следующих основных частей:

приводная станция, от которой тяговый орган получает движение
тяговый орган с элементами размещения груза (ковши, скребки, люльки) или без них
рама или ферма транспортёра
поддерживающее устройство (катки, ролики)
натяжная станция, которая создаёт и поддерживает необходимое натяжение тягового органа

Приводная станция включает двигатель, передачу ( зубчатую, червячную и д. р.), соединительные муфты, ведущий барабан или звёздочки с валом и опорами. Конструкция приводной станции и ее расположение относительно конвеера могут быть различными.

Натяжная станция позволяет перемещать ведомый вал с помощью винтовых механизмов и поддерживать таким образом, необходимое натяжение тягового органа. Кроме винтовых применяются грузовые натяжные устройства.

В ленточных транспортёрах тяговым органом служит гибкая лента (ремень), чаще всего текстильная, прорезиненная.

Задание на проектирование

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный цилиндрический косозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (Рисунок 1).

электродвигатель, 2-ременная передача, 3-редуктор, 4-цепная передача, 5-барабан.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода ленточного конвейера с цилиндрическим редуктором и цепной передачей

Срок службы – 5 лет, работа в 3 смены.

Полезная окружная сила, передаваемая лентой конвейера, – 11 кН,

Линейная скорость ленты – 2 м/с,

Ширина барабана – 200 мм,

Диаметр барабана – 400 мм.

Зубчатая пара: материал – сталь 12ХН3А, термическая обработка – на свое усмотрение.

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Определяется общий КПД двигателя:

, (1), с. 5

где

h₁ = 0,96 – коэффициент, учитывающий потери в ременной передаче;

h₂ = 0,99 – КПД, учитывающий потери подшипников качения;

h₃ =0,97 - КПД зубчатых колес,

h₄ = 0,95 – коэффициент, учитывающий потери в цепной передаче

Мощность на валу барабана:

, (1), с. 5

где F_д – окружная сила; F_д==11 кН;

V_д – скорость двигателя; V_д=2 м/с;

Требуемая мощность электродвигателя:

Принимается электродвигатель с мощностью 30 кВт с синхронной частотой вращения 1000 об/мин. Типоразмер 200L6. Процент скольжения – 2,1%.

Номинальная частота вращения электродвигателя:

Угловая скорость электродвигателя:

Угловая скорость барабана:

Частота вращения барабана:

Общее передаточное число привода:

Согласно рекомендациям (стр. 43, Шейнблит), .

Определяется передаточное число редуктора:

Принимается передаточное число редуктора:

(стр. 36, Чернилевский).

Проверка:

значит, условие выполнимо.

Вал I
Вал II
Вал III
Вал IV

II. Расчет передач

Находится число циклов перемены напряжений для колеса (наработка за весь срок службы):

Где - гловая скорость ведомого вала,

- время работы передачи,

Где – срок службы,

– продолжительность смены,

- одна смена,

– коэффициент сменного использования (70% времени используется на работу, 30% - простои, ремонт).

Определяется число циклов перемены напряжений для шестерни:

Твердость шестерни - 63HRC,

Твердость колеса - 50 HRC (т. 3.3, Чернилевский).

Определяется число циклов перемены напряжений , соответствующее пределу выносливости:

Для длительно работающих передач:

, т.е. ,

тогда коэффициент долговечности:

, т.е. ,

Допускаемое контактное напряжение , соответствующее числу циклов перемены напряжений :

- для шестерни:

- для колеса:

Определяется допускаемое контактное напряжение:

- для шестерни:

- для колеса:

Где – коэффициент безопасности (стр. 13, Чернилевский).

Среднее допускаемое напряжение для непрямых колес:

Определяется допускаемое напряжение изгиба, соответствующее числу циклов напряжений:

- для шестерни:

(таблица 3.9, Чернилевский),

(таблица 8.9, Иванов).

Определяется допускаемое напряжение изгиба:

Где – коэффициент безопасности,

Определяется межосевое расстояние:

Где (таблица 3.1, Чернавский),

- для косозубых передач,

Межосевое расстояние принимается равным 160 мм (по ГОСТ 2185-66).

Определяется модуль зубьев:

Модуль принимается из стандартного ряда ГОСТ 9563-80:

Принимается произвольно угол наклона зубьев β=10^о. Определяется число зубьев шестерни и колеса:

Принимается , тогда

Уточняется значение угла наклона зубьев:

Тогда

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные:

- шестерни:

- колеса:

Проверка:

Диаметры вершин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Диаметры впадин зубьев:

- шестерни:

- колеса:

Ширина колеса:

Ширина шестерни: . Принимается

Определяется коэффициент шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности. (стр. 32, Чернавский).

Коэффициент нагрузки:

При , твердости НВ>350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи (таблица 3.5, Чернавский).

По таблице 3.4 (Чернавский) при v=1.98 м/с и 8-ой степени точности По таблице 3.6 (Чернавский) для косозубых колес при v ≤ 5 м/с

Таким образом,

Проверка контактных напряжений:

Силы, действующие в зацеплении:

- окружная:

- радиальная:

-осевая:

Проверяются зубья на выносливость по напряжениям изгиба:

Здесь коэффициент нагрузки ,

Где (таблица 3.7, Чернавский), (таблица 3.8, Чернавский).

- коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

- у шестерни:

- у колеса:

Тогда:

(стр. 42, Чернавский).

Определяется допускаемое напряжение:

По таблице 3.9 (Чернавский) для стали 12ХН3А, при термической обработке – цементации, при твердости НВ>350 950 МПа,

, (таблица 3.9, Чернавский), (для поковок и штамповок). Следовательно, .

Допускаемые напряжения:

- на шестерни:

Находятся отношения :

- для шестерни:

- для колеса:

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяются коэффициенты и :

Где - коэффициент торцевого перекрытия,

n – степень точности, n=8.

Проверяется прочность зуба шестерни по формуле:

Условие прочности выполняется.

III. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проводится на кручение по пониженным допускаемым напряжениям:

Ведущий вал:

Пониженное значение допускаемого напряжения для стали 12ХН3А рассчитывается по формуле:

Где - среднее значение прочности стали 12ХН3А при цементации. (Глухих В. Н., стр. 13).

Диаметр выходного конца:

Принимается

где Т₂=374,55·10³Нмм

Принимается меньшее значение из стандартного ряда .

Диаметр вала под подшипниками dп₁=50 мм.

Рисунок 2. Конструкция ведущего вала

Ведомый вал:

Учитывая влияние изгиба вала от натяжения цепи, принимается

Диаметр выходного вала:

Принимается меньшее значение из стандартного ряда

Диаметр вала под подшипниками dп₂=80 мм, диаметр под колесом dк=85 мм.

Рисунок 3. Конструкция ведомого вала

IV. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерня выполняется за одно целое с валом. Ее размеры определены выше:

Колесо кованое:

Диаметр ступицы: .

Длина ступицы: .

Принимается

Толщина обода колеса: ) мм.

Принимается .

Толщина диска С=0,3·b₂=0,3·64=19,2 мм.

V. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки:

Принимается

Толщина фланцев поясов и крышки:

- верхнего пояса корпуса:

- пояса крышки:

- нижнего пояса корпуса:

Принимается

Диаметр болтов:

- фундаментных:

Принимаются болты с резьбой М20.

- крепящих крышку к корпусу у подшипников:

Принимаются болты с резьбой М16.

- соединяющих крышку с корпусом:

Принимаются болты с резьбой М12.

VI. Расчет клиноременной передачи

Мощность электродвигателя Р=25,6 кВт

Номинальная частота вращения электродвигателя:

Вращающий момент на валу двигателя: Т₁=249,7·10³ Нмм.

Согласно номограмме рис. 7.3 (1), с. 134, выбирается для клиноременного ремня сечение В.

Диаметр меньшего шкива:

Согласно ГОСТ 1284.3-80 принимается (Анурьев, стр. 507, Том 2).

Диаметр большего шкива:

Согласно ГОСТ 1284.3- 80 принимается =355 мм.

Уточняется передаточное отношение:

При этом угловая скорость вала II будет:

Процент ошибки:

Следовательно, принимаются окончательные значения диаметров шкивов:

Межосевое расстояние a_р принимается в интервале:

где - высота сечения ремня.

Принимается предварительно близкое значение a_р=600 мм.

Расчетная длина ремня:

Ближайшее значение по стандарту:

Уточненное значение межосевого расстояния a_р с учетом стандартной длины ремня:

где ,

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01L=0,01·2240=22,4 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L=0,025·2240=56мм для увеличения натяжения ремней.

Угол обхвата меньшего шкива:

Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи:

для привода к ленточному конвейеру при работе в 3 смены:1,4.

Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня:

для ремня сечения В при длине 2240 мм

Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата:

Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в передаче будет от 4 до 6, коэффициент C_z=0,90.

Число ремней в передаче, необходимых для передачи заданной мощности 25,6 кВт:

Где – мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, кВт.

Для ремня сечения В при длине L=2240 мм, работе на шкиве и мощность 8 кВт (ГОСТ 1284.3-96).

Число ремней:

Натяжение ветви клинового ремня:

Где ,

- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил. Для ремня сечения В

Давление на валы:

Ширина шкивов:

где (табл. 7.12, Чернавский).

VII. Расчет параметров цепной передачи

Выбирается приводная роликовая однорядная цепь.

Вращающий момент на ведущей звездочке:

Передаточное число:

Число зубьев ведущей звездочки:

Число зубьев ведомой звездочки:

Тогда фактическое передаточное отношение:

Отклонение:

Расчетный коэффициент нагрузки:

Где - динамический коэффициент при спокойной нагрузке (передача к ленточному конвейеру),

- учитывает влияние межосевого расстояния,

- учитывает влияние угла наклона линии центров,

- при периодическом регулировании натяжения цепи,

- при непрерывной смазке,

- учитывает продолжительность работы в сутки.

Так как ведущая звездочка имеет частоту вращения:

То среднее значение допускаемого давления при составит , где .

Коэффициент принимается в том случае, когда число зубьев ведущей звездочки отлично от 17.

Тогда .

Шаг однорядной цепи (m=1 – число рядов цепи):

Подбирается по таблице 7.15 (Чернавский) цепь ПР 44,45-172,4, по ГОСТ 13568-75 имеющая шаг t=44,45 мм и разрушающую нагрузку Q=172,4 кН, массу q=7,5 кг/м, проекцию опорной поверхности шарнира А_оп=473 мм².

Скорость цепи:

Окружная сила:

Давление в шарнире:

Определяется число звеньев цепи:

где ,

Тогда:

Уточняется межосевое расстояние цепной передачи:

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. 1330·0,004=5,32 мм.

Определяются диаметры делительных окружностей звездочек:

Определяются диаметры наружных окружностей звездочек:

Где - диаметр ролика цепи.

Силы, действующие на цепь:

- окружная:

- от центробежных сил:

- от провисания:

где - при угле наклона передачи 45^о.

Расчетная нагрузка на валы:

Коэффициент запаса прочности цепи:

Это больше, чем нормативный коэффициент [s]7,6, следовательно, условие s[s] выполняется.

Размеры ведущей звездочки:

- диаметр ступицы звездочки:

- длина ступицы:

Принимается

- толщина диска звездочки:

где - расстояние между пластинками внутреннего звена.

Размеры ведомой звездочки:

Диаметр вала IV:

- диаметр ступицы звездочки:

- длина ступицы:

Принимается

- толщина диска звездочки:

_{VIII.
Первый этап компоновки
редуктора}

_{Способ
смазывания:}

_{- зацепление
зубчатой пары
– окунанием зубчатого
колеса в масло;}

_{- для
подшипников –
разбрызгивание масла.}

_{Обозначение}

_{подшипника}

_В

_с

_{C, кН}

_{C0, кН}

_У

_У0

₇₃₁₀

₅₀

₁₁₀

_29,25

₂₉

₂₃

₁₀₀

₇₅

_0.31

_1,94

_1,06

₇₂₁₆

₈₀

₁₄₀

_28,5

₂₆

₂₂

₁₁₂

_95,2

_0.0,42

_1,43

_0,89

- Ведущий вал:

Размещаются подшипники ведущего вала

где Т₁=29,25 – ширина подшипника;

d₁=50 мм – внутренний диаметр подшипника;

D₁=110мм – наружный диаметр подшипника;

e₁=0,31 – коэффициент.

Расстояние от торца шестерни до внутренней стенки корпуса Х=12мм, зазор от торца подшипника до внутренней стенки корпуса у=12мм.

Из компоновки определяются плечи:

a=142 мм, b₁=b₂=61 мм.

- Ведомый вал:

Размещаются подшипники промежуточного и ведомого вала, откладыванием от внутренней стенки корпуса до ступицы колеса х=12мм и от торца подшипника до внутренней стенки корпуса у=12мм

Из компоновки определяются плечи:

a₁= a₂=55мм, b= 120 мм.

IX. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал:

Определяются реакции опор в плоскости XZ:

Определяются реакции опор в плоскости YZ:

Проверка:

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Осевые нагрузки подшипников:

, , тогда ,

Рассматривается левый подшипник:

Отношение , поэтому при подсчете эквивалентной нагрузки осевые силы не учитывают.

Эквивалентная нагрузка:

Расчетная долговечность, млн. об.:

Найденная долговечность приемлема.

Ведомый вал:

Определяются реакции опор в плоскости XZ:

Определяются реакции опор в плоскости YZ:

Проверка:

Суммарные реакции:

Осевые составляющие радиальных реакций конических подшипников:

Осевые нагрузки подшипников:

, , тогда ,

Рассматривается левый подшипник:

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная нагрузка:

Для конических подшипников при коэффициент и коэффициент

Расчетная долговечность, млн. об.:

Найденная долговечность приемлема.

X. Второй этап компоновки редуктора

Целью второго этапа компоновки является конструирование и оформление шестерен, зубчатых колес, валов, корпуса и некоторых других деталей, а также подготовка необходимых данных для расчета на прочность валов.

Оформляются конструкции шестерен и зубчатых колес по размерам, найденным ранее.

Вычерчиваются подшипники, сохраняя при этом ранее принятые зазоры.

Вычерчиваются валы. Для фиксации зубчатых колес на валах предусматриваем буртики. Промежуточный вал с этой же целью в средней части делаем утолщенным.

Таким образом, каждое зубчатое колесо с одной стороны упирается в толщине вала, а с другой стороны с помощью распорной втулки фиксируется ближайшим подшипником.

Вычерчиваются крышки подшипников с прокладками и болтами. Штриховыми линиями вычерчиваются наружные очертания стенки корпуса и бобышки под болты. Наносится контур верхнего фланца.

Конструктивно оформляется средняя опора и намечается расположение шпилек, с помощью которых будет крепиться крышка этой опоры.

XI. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок – по ГОСТ 23360-78. (табл. 8.9 (1), с. 169).

Материал шпонок – сталь 45 нормальзованная.

- Ведущий вал

где Т₂=374,55 Н м – вращающий момент;

d_K2=42 мм – диаметр вала;

h₂=8мм – высота шпонки;

t₂=5 мм – глубина паза;

l₂=140 мм – длина шпонки;

b₂=12 мм – ширина шпонки.

- Ведомый вал

Из двух шпонок – под зубчатым колесом и под звездочкой больше нагружена вторая (меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки).

где Т₃=1685,5 Н м – вращающий момент;

d_K3=75 мм – диаметр вала;

h₃=14мм – высота шпонки;

t₃=9мм – глубина паза;

l₃=100 мм – длина шпонки;

b₁=22 мм – ширина шпонки.

XII. Уточненный расчет валов

Считается, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения – по отнулевому (пульсирующему).

Ведущий вал:
Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена за одно с валом), т. е. сталь 12ХН3А. Термическая обработка – цементация..

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

Сечение А-А:

Это сечение при передаче вращающего момента от шкива рассчитывается на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности:

Где амплитуда и среднее напряжение отнулевого цикла:

При диаметре d_K2=42 мм ширина шпонки b₂=12 мм, высота h₂=8мм, глубина паза вала t₂=5 мм.

Принимается , ,

Сечение Б-Б:

Диаметр вала в этом сечении – dп₁=50 мм.