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:}