Привод цепного конвейера

Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемых редукторах используются различные передачи.

Передачи классифицируются: По принципу действия: а) с использованием сил трения (фрикционные, ременные). б) работающие в результате возникновения давления между зубьями и кулачками. Рисунок 1– Кинематическая схема привода. 1-двигатель; 2-ременая передача; 3- редуктор; 4-муфта; 5-звездочки приводные. 1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. 1.1. Определение частоты вращения вала исполнительного механизма Частота n k , мин -1 , вращения вала исполнительного механизма вычисляется по формуле: (1) где V k – линейная скорость , м/с , V k =0,5. z – число зубьев звездочки, z =19. t – шаг цепи, t =250. мин -1 . 1.2 Определение мощности на валу исполнительного механизма.

Мощность Р k на валу исполнительного механизма вычисляется по следующей формуле: . (2) где T k – вращательный момент на валу исполнительного механизма , H * м n k – частота вращения вала исполнительного механизма, мин -1 1.3. Определение расчетной мощности на валу электродвигателя.

Расчетная мощность Р 1 ,кВт, на валу двигателя определяется по мощности на валу исполнительного механизма с учетом потерь в приводе: . (3) где Общий КПД привода вычисляется как произведение КПД отдельных передач, учитывающих потери во всех элементах кинематической цепи привода: (4) рем -КПД учитывающий потери в ременной передаче рем =0,96. черв -КПД учитывающий потери в червячной передаче черв =0,85. подш -КПД учитывающий потери на подшипниках цил =0,99. Рисунок 2– Электродвигатель. 1.4. Определение частоты вращения вала электродвигателя.

Частота n 1 вращения вала двигателя определяется по формуле: n 1 = n k i , мин -1 . (5) где i -передаточное отношение привода.

Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач i = i рем i черв i черв . (6) где i рем - передаточное отношение ременной передачи, выбранное из таблицы 2. i черв - передаточное отношение червячной передачи, выбранное из таблицы 2. i рем =2. . .3 i черв =8. . .63 i =2,5 8 10=200. n 1 =6,32 200=124,4 мин -1 . 1.5. Выбор электродвигателя.

Типоразмер двигателя выбираем по расчетной мощности Р 1 и по намеченной частоте n1 вращения вала. По экономическим соображениям мощность Р дв двигателя должна быть близка к расчетной мощности Р 1 при выполнении условия Р 1 1,05 Р дв . (7) Выбираем электродвигатель из справочника Асинхронный, серия 4А, закрытый, Тип двигателя 4 A 100 L 4 Мощность двигателя Р дв =4 кВт Отношение вращающего момента к номинальному 1 =2. Синхронная частота вращения n c =1500 мин -1 . Номинальная частота вращения: n 1 = n c (1- S ), мин -1 . (8) где S -относительное скольжение вала, S =0,047. n 1 =1500(1- 0,047)=1430, мин -1 . 1.6.Определение передаточного отношения . (9) . Определяем передаточное отношение редуктора по формуле: . (10) принимаем i рем =2,5 1.7.Определение мощностей, вращающих моментов и частот вращения валов Связь между мощностями и частотами вращения предыдущего и последующего валов выражается зависимостями: (11) где y-порядковый номер вала исполнительного механизма в кинематической схеме.

Вращающие моменты на валах вычисляются по формуле: Н м . (12) Результаты вычислений заносим в таблицу 1. Таблица 1. Силовые и кинематические параметры привода.

Выбираем для червяка сталь 40Х (ГОСТ4543-71). Термообработка - поверхностная закалка HRS 45...60 для червячного колеса – безоловянная литейная бронза по ГОСТ 493-79, БрА9ЖЗЛ, способ отливки в землю. в =400 МПа ; т =200 МПа 2.2. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость активных поверхностей зубьев. нр = ° нр z н . (13) z н = 1 => нр = ° нр = 250 МПа коэффициент нагрузки k принимаем 1,2; k =1,2 2.3. Проверочный расчет червячной передачи на контактную выносливость активных поверхностей зубьев.

Уточнение коэффициента нагрузки k = k v k . (14) где k v - коэффициент динамической нагрузки, учитывающий динамические нагрузки в зацеплении. k - коэффициент концентрации нагрузки, учитывающий неравномерность распределения в зоне контакта. k . (15) где - коэффициент деформации червяка, определяющий в зависимости от z 1 и q 1 , Т.33 [1] в быстроходных и тихоходных передачах z 1 =4 ; q=8 => =47 - коэффициент режима , т.33[1] =0,5(редкий, нормальный режим III ) Для быстроходной передачи: Для тихоходной передачи: k б =1,206 ; k т =1,26 Действительные контактные напряжения . (16) где Т 2 -момент на червячном колесе Для быстроходной передачи МПа. Для тихоходной передачи МПа. МПа и МПа 2.4. Допускаемые напряжения при расчете зубьев червячного колеса на выносливость по изгибу. (17) где МПа. приложения нагрузки на зубья. . (18) где червячного колеса. . (19) где червячного колеса за весь срок службы передачи. - коэффициент, характеризующий интенсивность полного режима нагружения при расчете на выносливость зубьев по изгибу. . (20) где n – частота вращения вала, на котором устанавливается червячное колесо Быстроходная передача: МПа.

Тихоходная передача: МПа. Рисунок 3– геометрические параметры червячной передачи. 2.5. Проверочный расчет червячной передачи на выносливость зубьев по изгибу Действительные напряжения изгиба зубьев червячного колеса: . (21) где Y F – коэффициент формы зуба червячного колеса, зависящий от эквивалентного числа зубьев колеса . (22) где – делительный угол подъёма линии витка. . (23) . Для быстроходной передачи: ; МПа. Для тихоходной передачи: ; МПа. 2.6. Расчет червячной передачи на прочность при действительных кратковременных нагрузок. н max – расчетное напряжение, создаваемое наибольшей нагрузкой из числа подводимых к передачи. . (24) – для безопасных бронз ; . Рисунок 4– Силы в червячной передачи. 2.7. Проверка изгибной прочности при действии максимальной нагрузки. . (25) где Fmax – расчетные напряжения, создаваемые наибольшей нагрузкой из числа подвижных к передачи. . . 2.8. Силы в зацеплении червячной передачи.

Быстроходная передача: Окружная сила на червяке Ft 2 , равная осевой силе на червяке Fa 1 . (26) где Т 1, Т 2 – вращающие моменты соответственно на червяке и червячном колесе, Н м Радиальная сила: . (27) где – угол профиля червяка в осевом сечении; для архимедова червяка =20° Тихоходная передача: 3 . предварительный расчет валов редуктора . Расчет выполняем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении [ ik ]=25МПа.

Ведущий (быстроходный вал): . (28) . принимаем db 1 =25 мм.

Диаметр подшипниковых шеек dn 1 =30 мм.

Параметры нарезной части: df 1 =35,28 мм; d 1 =50,4 мм; da 1 =63 мм.

Длинна нарезной части: b 1 =130 мм.

Расстояние между опорами червяка примем l 1 =240 мм; l 2 =40 мм. . (29) мм. мм. Рисунок 5– Вал ведущий (быстроходный) 3.1. Проверка долговечности подшипников.

Ведущий вал (быстроходный). My 1 =Rx 1 L 1 =146 H. My 2 =Rx 2 L 1 =282 H. Mx 1 =Ry 1 +Fa d/2=175 H. Mx 2 =Fx 2 L 2 =48,2 H. Ma=0,5d Fa=115,6 H. Рисунок 6–Эпюра изгибающих и крутящих моментов действующих на ведущий вал. F t 1 =2718 H ; F a 1 =4590 H ; F r 1 =1671 H ; L 1 =120 мм ; L 2 =40 мм ; d =50,4 мм ; F bx =F by =F b sin 45°=1206 0,707=853 H. Реакции опор: в плоскости XZ : Проверка: в плоскости YZ : Проверка: Промежуточный вал.

Диаметр подшипниковых шеек: принимаем d n 2 =50 мм.

Диаметр вала в месте посадки червячного колеса d k 1 =55 мм.

Параметры нарезной части: d f 1 =70 мм ; d 1 =100 мм ; d a 1 =125 мм ; Длинна нарезной части: b 1 =210 мм.

Ведомый вал (тихоходный). Диаметр выходного конца: мм.

Диаметр подшипниковых шеек: d n 3 = 100 мм; d k 2 =105 мм.

Принимаем радиально-упорные подшипники: шариковые средней серии, роликовые конические легкой серии. Рисунок 6 – Подшипник шариковый радиально-упорный однорядный. Рисунок 7– Подшипник роликовый конический однорядный повышенной грузоподъемности.

Таблица 2. Выбор подшипников.

Эквивалентная нагрузка: . (30) k =1 ; k T =1 ; v =1 (вращается внутренне кольцо). Расчетная долговечность L , мин об. . (31) Расчетная долговечность , ч. (32) 16 10 4 > 23 10 3 часов.

Промежуточный вал. F t 1 =4590 H ; F a 1 =2718 H ; F z 1 =1671 H ; d 1 =220,5 мм.; F t 2 =10120 H ; F a 2 =16842 H ; F z 2 =6130 H ; d 2 =100 мм ; L 1 =40 мм ; L 2 =130 мм ; L 3 =140 мм . My 1 =Rx 1 L 1 =342,7 H ; My 2 =kx 2 L 3 =860 H; Mx 1 =Ry 1 L 1 +Fa 1 d 1 /2=321,3 H ; Mx 2 =Ry 2 L 3 +Fa 2 d 2 /2=174,3 H; Ma 1 =0,5d 1 Fa 1 =300 H ; Ma 2 =0,5d 2 Fa 2 =842 H. Рисунок 7– Эпюра изгибающих и крутящих моментов действующих на промежуточный вал.

Реакции опор: в плоскости XZ : . . Проверка: в плоскости YZ: . . Проверка: Реакции суммарные: Рассмотрим более нагруженную опору. Отношение. Осевую нагрузку не учитываем.

Эквивалентные нагрузки: Расчетная долговечность, мин об. Расчетная долговечность, ч: 56,7 10 3 > 23 10 3 . 4.Уточненный расчет валов.

Ведущий вал.

Материал: сталь 45 в =570 МПа , -1 =0,45 570=246 МПа ; -1 =0,58 246=142 МПа.

Рассмотрим сечение вала под шкив ременной передачи.

Концентрация обусловлена наличием шпоночной канавки. =1,49 ; =0,8 ; =0,69 ; [2].т.8.5. Изгибающий момент: мм.

Момент сопротивления сечения нетто. При b =8 мм , t 1 =4 мм. . Амплитуда нормальных напряжений изгиба. (33) МПа.

Момент сопротивления кручения сечения, нетто. мм 3 . Амплитуда и среднее напряжение цикла касательных напряжений: . (34) МПа.

Коэффициент запаса прочности. Результирующий коэффициент. 2,3 > 1,7 условие выполняется. 5. Проверочный расчет стрелы прогиба червяка.

Приведенный момент инерции поперечного сечения червяка. мм 4 . Стрела прогиба: мм.

Допускаемый прогиб: . жесткость обеспечена. f=0,04 мм . 6. Проверка прочности шпоночных соединений.

Размеры сечений шпонок и размеров и длины шпонок по ГОСТ 23360-78 Материал шпоноксталь 45 нормализованная. 6.1. Напряжение смятия и условие прочности. . Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице. [ см ] =100 МПа. Рисунок 8 – Шпоночное соединение.

Таблица 3. Валы.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки: верхнего пояса корпуса и крышки. мм. мм. нижнего пояса корпуса. мм.

Принимаем Р=28 мм. 7.2. Диаметр болтов.

Фундаментных: Принимаем d 1 =М20. Крепящих крышку к корпусу у подшипников: Принимаем d 2 =М16. Соединяющих крышку с корпусом. Принимаем d 3 =М12. 8. выбор сорта масла.

Смазывание зацепления производится окунанием червяка в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения червяка на всю высоту витка. При Н =238 МПа и v =0.5 м/с.

Вязкость (таблица 10.8[2]) равна 32 10 -6 м 2 /с. Масло выбираем по таблице 10.10 [2] индустриальное И-30А ГОСТ-20799-75. Объем масляной ванны принимаем из расчета 0,5 Р=4 кВт. V= 4 0,8=3,2 л. 9. Расчет открытой ременной передачи. Рисунок 9– Ременная передача. i рем =2,72. n 1 =1430 мин -1. Т=26,5. Р=3,97 кВт.

Диаметр ведущего шкива (мм) вычисляют по эмпирической зависимости: ( 34) мм . По полученному значению подбирают диаметр шкива (мм) из стандартного ряда по ГОСТ 17383-73. d 1 =18 0 мм . Диаметр ведомого шкива (мм) определяют с учетом относительного скольжения ремня . . (35) . Для передач с регулируемым натяжением ремня =0,01 принимаем d 2 = 500 мм.

Межосевое расстояние передачи. . (36) мм. Угол обхвата малого шкива. (37) Длина ремня (без учета припуска на соединение конуса) . . (38) мм.

Скорость ремня: . (39) м/с. Силы действующие в ременной передаче, Н: окружная. . (40) Натяжения ведущей ветви: Натяжения ведомой ветви: где F o – предварительное натяжения каждой ветви. (41) где 0 – напряжения от предварительного натяжение ремня, оптимальное значение его 0 =1,8 МПа. b – ширина ремня, мм. – толщина ремня, мм. Требуемую ширину резинного ремня находят согласно ГОСТ 23831-79 из условия: (42) где z – число прокладок, выбирается по таблице 7.1 [ p ] –допускаемая рабочая нагрузка на 1 мм ширины прокладки. (43) где Р 0 – наибольшая нагрузка на 1мм ширины прокладки. С – коэффициент учитывает влияние угла обхвата ремнем меньшего шкива. С v – коэффициент учитывает влияние скорости ремня. С р – коэффициент учитывающий режима работы ремня. С – коэффициент учитывающий расположения передачи. принимаем С =1 см. Для передачи с автоматическим регулированием натяжения ремня С=1 при любом значении . b =50 мм.

Найденное по формуле значения округляют до ближайшего большего значения. Для обеспечения достаточной эластичности ремня необходимо соблюдать условие: где 0 – толщина одной прокладки с резиновой прокладкой. При расчете сечений кожаных и хлопчатобумажных ремней определяют площадь поперечного сечения ремня. где [ k ] – допускаемая удельная окружная сила на единицу площади поперечного сечения ремня, МПа. Принимают для контактных ремней k 0 =2,2 МПа, для хлопчатобумажных k 0 =1,7 МПа.

Значение коэффициентов также , как и для резинотканевых передач. Максимальное напряжение в сечении ремня: (44) где 1 – напряжение от растяжения. n – напряжение от изгиба ремня. v – напряжение от центробежной силы. (45) (46) где E n – равно для кожаных и резинотканевых ремней 100 МПа. Для хлопчатобумажных E n =50 МПа. (47) где – плотность ремня 1100 кг/м 3 . 10 -6 – служит для перевода v в МПа. Максимальное напряжение не должно превышать предела выносливости. -1 max =2,45+1,25+0,2=3,9 Расчетную долговечность ремня определяют в зависимости от базового числа циклов (обычно его принимают 10 7 ) и от числа пробегов за все время эксплуатации Nn =2 3600 H 0 ; –число пробегов ремня в секунду: (48) Долговечность, ч.: (49) где С i – коэффициент, учитывающий влияние придаточного отношения при периодически изменяющиеся нагрузке от нуля до номинального значения. С Н – при постоянной нагрузке равно 1. ч.

Нагрузку на валы ременной передачи определяют в зависимости от способа регулирования натяжения ремня: При периодическом регулировании. (50) Ширина обода шкива, при b =50 мм. равна В=63 мм. 10 . Расчет муфты М уфта, соединяющая вал редуктора с валом звездочек.

Принимаем муфту комбинированную – упруго предохранительную. 10.1 Расчет полумуфты упругой. На выходном валу редуктора устанавливаем полумуфту упругую втулочно-пальцевую.

Условие подбора. (51) где – допускаемый момент муфты, Н м. k – коэффициент безопасности k=1,2 T p =1,25 4000=5000 Н м . Посадочный диаметр полумуфты d нх =95 мм.

Назначаем полумуфту по ГОСТ 2124-93. Рисунок 10 – упругая полумуфта. D =400 мм.; d =95 мм.; L 2 =44 мм.; L 1 =90 мм.; L ст=170 мм.; d ст=220 мм.; dn =38 мм.; z =10; Гайка М30. 10.2 Расчет полумуфты фрикционной. На выходном участке вала звездочек устанавливаем полумуфту фрикционную.

Материал дисков сталь-металлокерамика.

Коэффициент трение f =0,4. Допускаемое давление Р=0,335 МПа. Число пар трения. (52) где – коэффициент запаса прочности 4. D n – наружный диаметр. D вн – внутренний диаметр диска. D ср – средний диаметр диска. (53) (54) (55) мм. мм. мм. Принимаем z =4. Толщина первого диска – 2 мм.

Толщина напыления – 2 мм.

Толщина одной пары трения - 2 мм.

Толщина пакета - 32 мм. Сила смятия пружины : (56) H . Сила сжатия одной пружины: (57) Н. сила сжатия при максимальных деформациях: (58) где – относительный инерционный зазор пружин =0,1. Н. По ГОСТ 13374-86 выбираем пружину №121 Параметры: d =5 мм. – диаметр проволоки D =25 мм. – наружный диаметр С 1 = 766,4 Н мм – жесткость одного витка. Число витков: (59) Полное число витков: n 1 =n+n 0 =3+2=5 Пружины поджимаются винтом М30. Между собой полумуфты соединяются по принципу фланцевых муфт. Болт М24 – 6 шт. 11. Расчет исполнительного механизма Приводной вал: Задано: z =19 ; t =20. Вращающий момент Т=4000 Н м 11.1 Исполнительные размеры звездочек Рисунок 11 –Звездочка. d = d внх =105 мм. D СТ =1,6 d внх =1,6 105=168 мм. L СТ =(0,8…1,2) d =(0,8…1,2)105=84 126 мм. L СТ =100 мм.

Делительный диаметр d , мм.: (60) мм.

Диаметр наружной окружности D с , мм.: (61) где К=0,46 К z =5,99 =13,9 мм.