Расчет привода ленточного конвейера - Курсовая работа

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Редуктор состоит из чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной - так же посредством муфты соединяется с приводным валом барабана конвейера. Выбираем двигатель 4А80А4УЗ: частота вращения вала двигателя nдв = 1420 об/мин, мощность на валу двигателя Рдв = 1,1 КВТ. Определить коэффициент долговечности для материалов первой группы при сроке службы передачи L=5 лет, коэффициенте годовой загрузки Кгод=0,6, коэффициенте суточной загрузки Ксут=0,29, коэффициенте распределения времени действия нагрузки ?=0,5, частоте вращения вала колеса n2=24,42 об/мин.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного конвейера, а также подобрать муфты, двигатель, спроектировать раму. Редуктор состоит из чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи - червяк, червячное колесо, подшипники, вал и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной - так же посредством муфты соединяется с приводным валом барабана конвейера.

1. Кинематический и силовой расчет привода

Целью кинематического расчета является подготовка исходных данных для проектирования передач

Исходными данными для расчета являются: окружная сила на рабочем органе F, КН; скорость движения ленты или тяговой цепи V, м/с; диаметр барабана Dб, мм; или число зубьев Z и шаг тяговой звездочки t, мм.

Определение мощности на приводном валу Рпр

Рпр = Ft.V, где Рпр- мощность на приводном валу, КВТ; Ft - тяговое усилие цепи конвейера, КН, 7,2; V - скорость движения цепи, м/с, 0,7.

Рпр = 3,25·0,23 = 0,75 КВТ

Определение КПД привода (таблица 1) привод ленточный конвейер редуктор

Таблица 1

Значения КПД и передаточных чисел звеньев кинематической цепи

Элемент кинематической цепи К.п.д. U рек

Зубчатая передача открытая: цилиндрическая 0,95... 0,97 2...8 коническая Зубчатая передача закрытая: 0,94... 0,96 1,5...6,3 цилиндрическая 0,97... 0,99 2...6,3 коническая 0,96... 0,98 1,5...4 планетарная 0,97... 0,99 3...9 волновая Червячная передача Клиноременная передача Цепная передача Муфта. Подшипники качения (одна пара) 0,8...0,9 0,8...0,9 0,95... 0,97 0,92... 0,95 0,98 0,99 80...250 8...80 2...4 1,5...4 - -

?0 = ?чп·?м2 ·?3пп, где ?0 - КПД привода; ?м - КПД муфты, 0,98; ?чп - КПД червячной передачи, 0,98; ?пп - КПД пары подшипников, 0,99. ?0 = 0,86·0,982·0,993=0,8

Определение ориентировочного значения мощности двигателя Р`дв

Р`дв = Рпр/?0, где Р`дв - ориентировочное значение мощности двигателя, КВТ.

Р`дв = 0,75/0,8=0,94 КВТ

Определение частоты вращения приводного вала nпр

Определение ориентировочного значения частоты вращения вала двигателя n`дв = nпр·іцп где n`дв - ориентировочное значение частоты вращения вала двигателя;

іцп - передаточное отношение червячной передачи, принимаем ічп=70. n дв = 24,42·70=1709 об/мин

Выбор двигателя по значению мощности Р`дв и частоте n`дв произведем по таблице 2

Выбираем двигатель 4А80А4УЗ: частота вращения вала двигателя nдв = 1420 об/мин, мощность на валу двигателя Рдв = 1,1 КВТ.

Таблица 2

Электродвигатели асинхронные серии 4А ГОСТ28330- Мощность КВТСИНХРОННАЯ частота вращения, диаметр вала, мм

3000 1500 1000 750

0,55 63В2/2745 14 71А4/1390 19 71В6/900 19 80В8/700 22

0,75 71А2/2840 19 71В4/1390 19 80А6/915 22 90LA8/700 24

1,1 71В2/2810 19 80А4/1420 22 80В6/920 22 90LB6/700 24

1,5 80А2/2850 22 80В4/1415 22 90L6/935 24 100L8/700 28

2,2 80В2/2850 22 90L4/1425 24 100L6/950 28 112МА8/700 32

3,0 90L2/2840 24 100L4/1435 28 112МА6/955 32 112МВ8/700 32

4,0 100S2/2880 28 100L4/1430 28 112МВ6/960 32 132S8/720 38

5,5 100L2/2880 28 112М4/1445 32 132S6/965 38 132М8/720 38

7,5 112М6/2900 32 132S4/1455 38 132М6/970 38 160S8730 48

11,0 132М2/2900 38 132М4/1460 38 160S6/975 48 160М8/730 48

15 160S2/2937 42 160S4/1465 48 160М6/974 48 180М8/735 48

18,5 160М2/2940 42 160S4/1465 48 180М6/975 8 200М8/737 48

22 180S2/2945 48 180S4/1470 55 200М6/972 60 200L8/730 60

30 180М2/2945 48 180М4/1470 55 200L6/979 60 225М8/737 65

Определение передаточного числа привода u0 u0 = nдв/ nпр u0 = 1420/24,42=58,15

Определение передаточного числа редуктора uред uред = u0/іцп, uред = 43,3/2=21,65

Определение частот вращения валов привода

Входной вал

Частота вращения входного вала nвх = 1420 об/мин

Выходной вал где nвых - частота вращения выходного вала, об/мин;

Приводной вал где nпр - частота вращения приводного вала, об/мин.

Определение крутящих моментов на валах привода

Вал двигателя

Тдв = 9550·Рдв/nдв, где Тдв - крутящий момент на валу двигателя, Н·м.

Тдв = 9550·1,1/1420=7,4 Н·м

Входной вал редуктора

Твх = Тдв· ?м· ?пп где Твх - крутящий момент на входном валу редуктора, Н·м.

Твх= 7,4·0,98·0,99=7,2 Н·м

Выходной вал редуктора

Твых = Твх·ічп· ?пп· ?чп, где Твых - крутящий момент на выходном валу редуктора, Н·м.

Твых=7,2·58,15·0,99·0,86=356,5 Н·м

Приводной вал

Тпр=Твых·?пм цп, где Тпр - крутящий момент на приводном валу, Н·м.

Тпр = 356,5·0,99.0,98=345,9 Н·м

Исходные данные для расчета передач

Р=1,1 КВТ

N=1420 об/мин i=ічп=58,15

2. Редуктор

2.1 Выбор материалов и выбор допускаемых напряжений

Для червяка выбираем материал с учетом передаваемой мощности и длительности работы сталь 40Х. Производим объемную закалку до твердости HRC (45-53), шлифование и полирование витков червяка.

Расчет допускаемых контактных напряжений

Коэффициент долговечности для материалов: тц = 365 L 24 Kcyt Кгод

Определить коэффициент долговечности для материалов первой группы при сроке службы передачи L=5 лет, коэффициенте годовой загрузки Кгод=0,6, коэффициенте суточной загрузки Ксут=0,29, коэффициенте распределения времени действия нагрузки ?=0,5, частоте вращения вала колеса n2=24,42 об/мин. График нагрузки приведен на рисунке 1. а) Срок службы передачи в часах тц = 5•365•24•0.6•0.29 = 7621,2 б) Эквивалентное число циклов перемены напряжений

NHE = 60• 1• [(T/T)4 •0,5 (0,6•Т/Т)4•0,5] •24,42•7621,2 =6,3•106 в) Коэффициент долговечности

KHL =1, т.е

Выбор материала и допускаемых напряжений производят с учетом скорости скольжения в передаче

Оценим скорость скольжения в передаче:

м/с, где n1 - частота вращения вала червяка, об/мин;

T2 - крутящий момент на валу колеса, Н•м

Исходя из этого выбираем материал венца червячного колеса II группы, БРАЖ9-4 в землю, VS <8 м/с.

Механические характеристики для этого материала

Предел прочности при растяжении ?В = 400 МПА Предел текучести ?Т = 200 МПА

Предельные допускаемые контактные напряжения

= 25Vs

=320-25•4,1=218 400 МПА

Где для материалов II группы: =320 МПА

Допускаемые напряжения изгиба: =103 МПА

Допускаемые контактные напряжения при расчете на перегрузку

[?H]max=2•?T - для бронз Группы 2.

[?H]max=2•200=400 МПА

Допускаемые напряжения изгиба при расчете на перегрузку

[?F]max=0.8•?T - для материалов Группы 2

[?F]max=0.8•200=160 МПА

2.2 Расчет червячных передач

Число заходов витков резьбы червяка выбираем по рекомендациям от 8 до 14От 14 до 30>30

421

Число зубьев колеса z2 = 1•58,15 = 58

Ориентировочное значение скорости скольжения в передаче

=

Задаемся величиной отношения (q/z2) в пределах от 0,22 до 0,4. Принимаем q/z2 = 0,3

Межосевое расстояние aw=0.625[(q/z2) 1]

, где - модуль упругости материала червяка, 2,1•105 МПА - для стали;

- модуль упругости материала колеса, 0,9 •105 МПА - для бронзы.

= МПА aw=0.625[1,3] = 119 мм

Определим ориентировочное значение коэффициента диаметра червяка

Модуль

Полученные значения m и q принять по стандарту m, мм 2,15; 3,5; 4; 5 6,3; 8; 10; 12,5 16 q 8; 10; 12,5; 16; 20 8; 10; 12,5; 14; 16; 20 8; 10; 12,5; 16

По стандарту берем: q=16 m=3,5

2.3 Геометрические размеры колеса и червяка

Делительные диаметры червяка и колеса d1 = m q=3,5•16=56 d2 = m Z2=3,5•58,15=203,53

Угол подъема витков резьбы червяка ? = arc tg(z1/q) ? = arc tg(1/16)=0,062

Окружная скорость червяка

V1=

V1=

Уточним скорость скольжения в передаче

VS = V1/cos ?

VS = 4,16/cos 0,062=4,17

По полученному значению скорости скольжения сделать вывод об обоснованности выбора допускаемых напряжений.

Коэффициент торцового перекрытия

Окружная скорость на колесе

V2=

V2=

Коэффициент нагрузки

KH=KF=KV•K?,=1,13 где •K?,- коэффициент концентрации нагрузки, •K?=1,05…1,2. Большие значения при малых q и больших Z2.

KV•-коэффициент динамической нагрузки. При V23м/с, KV•=1,1…1,3

Проверка по контактным напряжениям

Рабочие контактные напряжения

, где ?=0,8727 (50°)- угол обхвата, рад;

? = 0,75 - коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии.

Окружная сила на червяке и колесе

Ft1 = 2 T1/d1

Ft1 = 2•7.2•103/56=257

Ft2 =2 T2/d2

Ft2 =2•356,5•103 /203,53=3503,17

Осевые силы на червяке и колесе

Fa1 = Ft2 =3503,17

Fa2 = Ft1=257

Радиальная сила для червяка и колеса

Fr = Ft2 tg ?

Fr = 3503,17 tg 0,35=1274,42

Модуль нормальный mn = m cos ? mn = 3,5 cos 0,062=3,15

Диаметры выступов червяка и колеса da1 = d1 2 m;

da1 = 56 2•3,5=63;

da2 = d2 2 m da2 =203,53 2•3,5=210,53

Диаметры впадин червяка и колеса df1 = d1 - 2,4 m;

df1 = 56 - 2,4• 3,5=47,6 df2 = d2 - 2,4 m df2 = 203,53 - 2,4• 3,5=195,13

Ширина зубчатого венца колеса b2 = 0,75 da1 b2 = 0,75• 63=47,25

Длина нарезной части червяка при коэффициенте смещения x=0 если z1 = 1, то b1 ? (11 0,06 •58,15) 3,15=45,64

Эквивалентное число зубьев колеса

ZV2 = z2 / cos3?

ZV2 = 58,15 / cos30,062=58,49

Коэффициент формы зуба колеса YF2

ZV2 30 32 35 37 40 45 50 60 80 100 150 300

YF2 1,76 1,71 1,64 1,61 1,55 1,48 1,45 1,4 1,34 1,3 1,27 1,24

YF2=1,4

Проверка по напряжениям изгиба

;

?F = 0.7 YF2

?F = 0.7 •1,4 • =26,11

Уточним кпд передачи ? = ? = =0,71 где ? - угол трения в зацеплении, принять по рекомендациям.

VS, м/с ? VS, м/с ? VS, м/с ?

0,1 4°30?…5°10? 1,5 2°20?…2°?50 3,0 1°35?…2°

0,5 3°10?…3°40? 2,0 2°00?…2°35? 4,0 1°26?…1°43?

1,0 2°30?…3°10? 2,5 1°40?…2°20? 7,0 0°55?…1°22?

Максимальный диаметр колеса z1 1 2 4

DAM2 ?da2 2 m ?da2 1,5 m ?da2 m

DAM2?da2 2 m=210,53 2 •3,5=217,53

Проверка передачи при перегрузках

1 по контактным напряжениям

2 по напряжениям изгиба

Проверка передачи на нагрев масла в редукторе

, , где P1 - мощность на валу червяка, Вт;

KT - коэффициент теплопередачи, 11 Вт/(м2с);

aw - межосевое расстояние, м.

Так как ТМ<90o принудительное охлаждение генератора не требуется.

2.4 Расчет валов

Предварительный расчет валов проводится на кручении по пониженным допускаемым напряжениям.

Входной вал

1.Принимаем диаметр вала под муфту

Диаметр вала в опасном сечении при допускаемом напряжении [?]=12 МПА

2. Определим диаметр вала под подшипники.

3. Определяем диаметр буртика на валу.

4. Принимаем

=20

Рис.11.4 Входной вал редуктора

Выходной вал

1. Определим диаметр вала в опасном сечении под колесом где - крутящий момент на выходном валу, Н-мм.

2.Принимаем диаметр вала под подшипники ближайший меньший относительно .

3. Уточним диаметр вала под колесом

4. Диаметр буртика вала у подшипника dб=dп 2·h dб=50 2·5,5=61 мм

5.Принимаем диаметр вала под втулку

=52 мм

6.Принимаем диаметр вала под уплотнение

=50 мм

7. Определим диаметр вала под муфту из уравнения

Рис. 11.8 Конструкция выходного вала

2.5 Конструктивные размеры червячного колеса

Диаметр ступицы dct=1,55dk dct=1,55·52=81

Длина ступицы lct=(0,8…1,5)dk=1,2·52=62

Толщина обода

S=2,2m 0,05b2

S=2,2·4 0,05·47,25=11,12 мм

2.6 Расчет сил

Входной вал

Из предыдущих расчетов имеем

Ft = 18058,06Н; Fr = 1274,42Н; Fa = 3503,26 Н; d1 = 56 мм;

- консольная сила для одноступенчатого редуктора вследствие несоосности соединяемых валов.

Из компоновочной схемы имеем l1 = 113 мм; l2 = 103 мм; l3 = 79мм; L = 216мм.

Реакции опор а) в плоскости XOZ - горизонтальная плоскость

Проверка б) в плоскости YOZ - вертикальная плоскость

Проверка в) реакции от силы Fm

Проверка

Суммарные реакции опор для расчета подшипников

2.7 Расчет подшипниковых узлов

Частота вращения вала n = 1420 об/мин. Требуемая долговечность подшипника Lц = 7621,2 ч.

Принимаем радиальные однорядные шарикоподшипники d = 30 мм; D =52 мм; В =19 мм; С = 28,1 КН; С0 = 14,6КН; е = 0,42; Y = 1,04.

Основные составляющие радиальных реакций конических подшипников.

Осевые нагрузки подшипников. В нашем случае , тогда

Рассмотрим правый подшипник.

Отношение , поэтому следует учитывать осевую нагрузку.

Эквивалентная динамическая нагрузка при коэффициенте безопасности КБ = 1,4 - при нагрузке с умеренными толчками и температурном коэффициенте KT = 1, для конических подшипников при , Х = 0,4; Y = 2,16 равна

Расчетная долговечность подшипника в млн. об.

Расчетная долговечность подшипника в ч.

Рассмотрим левый подшипник.

Отношение поэтому не следует учитывать осевую нагрузку Х = 1,Y = 0.

Эквивалентная динамическая нагрузка при коэффициенте безопасности Kb = 1,4 - при нагрузке с умеренными толчками и температурном коэффициенте КТ = 1, равна

Расчетная долговечность подшипника в млн. об.

Расчетная долговечность подшипника в ч.

Это выше требуемой долговечности 5640 ч, поэтому подшипник пригоден.

Выходной вал.

Из предыдущих расчетов имеем: Ft2 = 3503 Н; Fr2 = 1274Н; Fa2 =257 Н; d2 = 204мм.

F = 6575 Н - сила от гибкой передачи, - вертикальная составляющая силы от гибкой передачи.

- горизонтальная составляющая силы от гибкой передачи.

3. Тепловой расчет редуктора

Для проектируемого редуктора площадь теплоотводящей поверхности А = 1,5 м?.

Условие работы редуктора без перегрева при продолжительной работе:

Считаем, что обеспечивается достаточно хорошая циркуляция воздуха, и принимаем коэффициент теплопередачи kt = 20 Вт/м2, тогда:

Допускаемый перепад температур [?t = 60°].

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса должна отвечать требованиям технологии литья и необходимой жесткости корпуса редуктора: .

Толщина стенки крышки:

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхний пояс корпуса: , нижний пояс крышки: .

Ширина пояса: .

Выступ фланцев под подшипники: Диаметры болтов: Соединяющих крышку с корпусом принимаем болты с резьбой M9

Фундаментных принимаем болты с резьбой М16.

Число болтов при AWT < 250 мм равно 4.

5. Смазка редуктора

Смазка редуктора производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемого до уровня, обеспечивающие погружение колеса на всю высоту сцепляющихся зубьев.

Рекомендуют применять глубокоочищенные легированные индустриальные масла в зависимости от скорости скольжения в контактных напряжений. При V < 2 м/с и = 182 МПА применяем масло И-30-А.

Глубина погружения колеса в масляную ванну 2m ? HM ? 0,25d2.

Объем масляной ванны: V =(0,35... 0,7) Рд = (0,35...0,7)7,5=2,6... 5,3л.

Подшипники смазываем пластиночной смазкой, которую закладываем при сборке и периодически пополняем шприцем через пресмасленки. Сорт смазки УТ-1.

6. Выбор муфты

Для соединения входного и выходного вала редуктора выбираем муфты упругие втулочно-пальцевой которые допускают небольшие радиальные смещения валов: Муфта упругая втулочно - пальцевая 1 -63-20 ГОСТ 21424-75.

Проверка прочности элементов муфты не проводится, т. к. муфты стандартные и рассчитаны на определенный момент.

7. Выбор посадок

Выбор посадок зубчатых колес, звездочек и подшипников производим в соответствии с рекомендациями, данными в [ 2,4 ].

Посадка зубчатых колес на вал Н7/k6 по ГОСТ 25347-82

Посадка звездочек на вал редуктора Н7/h6.

Шейки валов под подшипники выполняем с отклонением вала k6.

Отклонения отверстий в корпусе под наружные кольца подшипников по Н7.

8. Сборка редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на входной вал насаживают подшипник, предварительно нагретый в масле до 80... 100 С; на другие валы последовательно накладывают шпонки, напрессовывают зубчатые колеса, надевают разграничивающие втулки и насаживают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80...100?С. Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка герметиком. Для центровки крышки и корпуса устанавливают цилиндрические шрифты. Затягивают болты. После этого в подшипниковые камеры закладывают пластическую смазку, ставя крышки подшипников с комплектом регулировочных прокладок. Перед постановкой сквозных крышек в проточки устанавливают манжеты. Затем ввертывают пробку маслосливного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель. Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой и закрепляют болтами.

9. Экономическое обоснование

Выбор данных конструктивных особенностей обосновывается экономическими средствами. Масло И-30-А используем для смазывания редуктора, оно относительно не дорогое, в качестве густой смазки, для подшипников, применяем смазку УТ-1.

Червяк изготавливаем из легированной стали 40Х, колеса изготавливаем из бронзы. Так как данные материалы экономически выгодные и соответствуют конструктивным особенностям, то редуктор получается относительно недорогим и соответствует стандартам качества.

1. Курсовое проектирование деталей машин /С.А. Чернавский, Москва, 1979 г./1.

2. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов высш. техн. учеб. заведений. 5-е изд. перераб. -М.: Высш. шк., 1991.

3. Дунаев П.Ф. Детали машин. Курсовое проектирование. Москва, 1990 г.

4. Детали машин /К. И. Заблонский. -К.: Высш. шк. Головное изд-во, 1985. - 518с./

5. Проектирование механических передач: Учебно - справочное пособие для вузов /С.А. Чернавский и др. -М.: Машиностроение, 1984.55 -560 с.,ил./

Размещено на .ru