Кинематическая схема привода ленточного конвейера для проектирования одноступенчатого редуктора

Размещено на http://www.allbest.ru/

Содержание

1. Расчет и конструирование

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

1.2 Расчет зубчатых колес

2. Предварительный расчет валов редуктора

3. Конструктивные размеры шестерни и колеса

4. Конструктивные размеры корпуса редуктора

5. Первый этап компоновки редуктора

6. Проверка долговечности подшипника

7. Второй этап компоновки редуктора

8. Проверка прочности шпоночных соединений

9. Уточненный расчет валов



1. Расчет и конструирование

электродвигатель шестерня редуктор вал

Кинематическая схема привода ленточного конвейера для проектирования одноступенчатого редуктора общего назначения показана на рисунке 1.

Рисунок 1-Кинематическая схема привода

1.1 Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл.1.1 примем:

КПД пары цилиндрических зубчатых колес з₁ = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, з₂ = 0,99; КПД учитывающий потери в опорах вала приводного барабана, з₃= 0,99.

Общий КПД привода



з = з₁ з₂²з₃= 0,98*0,99²*0,99= 0,95

Мощность на валу барабана Р_б=F_лv_л = 3*2.1= 6,3 кВт

Требуемая мощность электродвигателя

Р_тр===6,63 кВт

Угловая скорость барабана

щ_б = =15 рад/с

Частота вращения барабана

п_б=об/мин

В таблице ( см. таблицу) по требуемой мощности Р_тр = 6,63 кВт, выбираем электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А , закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4А 160 S 8, с параметрами Р_дв= 7,5 кВт и скольжением 2,5% ( ГОСТ 19523 - 81). Номинальная частота вращения п_дв= 750-25=725 об/мин, а угловая скорость щ_дв= рп_дв/30 = 3,14*725/30 = 75,883 рад/с.

Проверим общее передаточное отношение:

i=



Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана :

Вал В	п1=пдв=725 об/мин	щ1=щдв=75,883 рад/с
Вал С	п2=п1/ир=725/5=145 об/мин	щ2=щ1/ир=75,882/5=15,176 рад/с
Вал А	пб=143 об/мин	щ6=15 рад/с

Вращающие моменты :

на валу шестерни

Т₁=

на валу колеса

Т₂=Т₁и_р=87*10³*5=435*10³Н*мм.

1.2 Расчет зубчатых колес редуктора

Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими характеристиками (см. табл. 3.3): для шестерни - сталь 45, термическая обработка - улучшение, твердость НВ 230; для колеса - сталь 45; термическая обработка - улучшение, но твердость на 30 единиц ниже - НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения

[,



где у_Нlimb-предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

По табл. 3.2 для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой ( улучшением)

у_Hlimb= 2 HB+70;

К_HL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают K_HL=1; коэффициент безопасности [S_H] =1,10.

Для шивронных колес расчетная допустимая контактное напряжение по формуле ( 3.10)

[у_H] = 0,45([у_H1]+[у_H2]);

для шестерни [у_H]=

для колеса [у_H2]=

Тогда расчетное допускаемое контактное напряжение

[у_H]=0,45( 482+428)=410 МПа.

Требуемое условие [у_H]1,23[у_H2] выполнено.

Коэффициент К_Нв, несмотря на симметричное расположение колес относительно опор ( см рисунок 12.2), примем выше рекомендуемого для этого случая, так как со стороны цепной передачи действуют силы, вызывающие дополнительную деформацию ведомого вала и ухудшающие контакт зубьев. Принимаем предварительно по табл. 3.1, как в случае симметричного расположения колес, значения К_Нв=1,25.

Принимаем для шевронных колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию Ш_ba= b/a_w=0,5.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле (3.7)

a_w= K_a(u+1)

где для шевронных колес К_а=43, а передаточное число нашего редуктора и=и_р=5, i=5.

Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ 2185-66,a_wпо формуле ( 3.7) 160 мм, и округленной его до ближайшего значения по межосевого расстояния.

Нормальный модуль зацепления принимаем по следующей рекомендации: m_n=(0,010,02)a_w = (0,010,02)160 = 1,63,2 = 2,5; принимаем по ГОСТ 9563 - 60*m_n =2,5

Примем предварительно угол наклона зубьев =10 и определим числа зубьев шестерни и колеса

:z₁=

Принимаемz₁=21;тогдаz₂=z₁u=21*5=105

Угловое значение угла наклона зубьев

cosв=

в=11,4

Основные размеры шестерни колеса:

Диаметры делительные:



d₁=

d₂=

Проверка:

a_w=

Диаметры вершин зубьев:

d_a1=d₁+2m_n=53,35+2*2,5=50,35 мм

d_a2=d₂+2m_n=266.76+2*2.5=271.76 мм

ширина колеса b₂=Ш_baa_w=0.5*160=80 мм

ширина шестерни b₁₌b₂+5мм=85 мм

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Ш_bd=

Окружная скорость колеса т степень точности передачи

v=

При такой скорости для шевронных колес следует принять 8-ю степень точности .

Коэффициент нагрузки

K_H=K_HвK_HaK_Hv.

Значит K_Hвданы в табл.3.5; при Ш_ba=1,593, твердость HB?350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала от натяжения цепной передачи K_Hв1.155.

По табл.3.4 гл.IIIпри v=2.024 м/с и 8-й степени точности K_Ha1.09. По табл.3.6. для шевронных колес при v5м/с имеетK_Hv=1.0.Таким образом, K_H=1.09

Проверка контактных напряжении по формуле (3.6)

у_H=

Силы, действующие в зацеплении

окружная F_t=H

радиальная F_r=F_t

осевая F_a=Ftgв=3261* tg0,19=619H

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле

у_F=

Здесь коэффициент нагрузки K_F=K_FвK_Fv.По таблице 3.7 при Ш_bd=1,275,твердости НВ?350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор K_Fв=1,45. По таблице 3.8 K_Fv=1,1. Таким образом, коэффициент K_F=1,45*1,1=1,595; Y_F - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев z_v

у шестерни z_v1=

у колеса z_v2=

Y_F1=4 и Y_F2=3,60

Допускаемое напряжение по формуле (3,24)

По табл.3.9 для стали 45 улучшенной при твердости HB?350

Для шестерни МПа; для колеса МПа.[ S_F]=[S_F]'[S_F]” - коэффициент безопасности [смотри пояснения к формуле (3.24)], где [S_F]' =1,75 (по табл. 3.9) , [S_F]”=1 (для поковок и штамповок). Следовательно, [S_F]= 1,75.

Допускаемые напряжения :

для шестерни [у_F1]=МПа;

для колеса [у_F2]=МПа;

Находим отношения

для шестерни МПа

для колеса МПа.

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

Определяем коэффициенты Y_ви K_Fб[смотри гл.III, пояснения к формуле (3,25)]:

для средних значений коэффициента торцевого перекрытия е_б=1,5 и 8-й степени точности K_Fб=0,92.

Проверяем точность зуба по формуле (3,25) :

у_F2=

у_F2=МПа?МПа

Условие прочности выполнено.



2. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал . диаметр выходного конца при допускаемом напряжении МПа по формуле (8.16)гл .VII

d_B1=мм

Так как вал редуктора соединен муфтой с валом электродвигателя (см.рис.12.1), то необходимо согласовать диаметр ротора d_дви вала d_в1. Иногда принимают d_в1=d_дв. Некоторые муфты , например УВП (см.гл.XI), могут соединять валы разных диаметров в пределах одного номинального момента . У подобранного электродвигателя (см.табл.П2) диаметр вала может быть 42 или 48 мм . Примем d_дв=42 мм. Выбираем МУВП по ГОСТ 21424-75 с расточками полумуфт под d_дв=42 мм и d_в1=30 мм (рис.12.3). Примем под подшипниками d_П1=40 мм. Шестерню выполним за одно целое с валом (см.рис.10.6).

Единая подшипниковая конструкция выбрана .Ведомый вал (рис.12.4). Учитывая влияния изгиба вала от натяжения цепи, принимаем =20 МПа.

Диаметр выходного конца вала



мм.

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда [см. гл. VIII,пояснения к формуле (8.16)]: d_в2=48мм. Диаметр вала под подшипниками принимаем d_n2=55мм , под зубчатыми колесом d_k2=60 мм.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

3. Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняем за одно целое с валом ( ); ее размеры определены выше :d₁=53,35 мм; d_а1=58,35 мм;b₁=85 мм.

Колесо кованное ( ): d₂=266,76 мм; d_а2=271,76мм; b₂=80мм.

Диаметры ступицы d_ст=1,6d_к2= 1,6*60=96 мм; длина ступицы l_ст = (1,2ч1,5) d_к2= (1,2ч1,5)*60 = 72ч90 мм; принимаем l_ст= 80 мм.

Толщина обода д_о= (2,5ч4)т_п = (2,5ч4) 2,5 = 6,25ч10 мм; принимаем

д_о= 10 мм.

Толщина дискаС= 0,3b₂= 0,3* 80= 24 мм.



3. Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки : д=0,02а+1 = 0,025 *160+ 1=5 мм; принимаем д = 8 мм; д₁=0,02а+1 = 0,02*160+1=4,2 мм; д₁=8 мм.

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки:

верхнего пояса корпуса и пояса крышки:

b= 1,5д=1,5*8=12 мм; b₁= 1,5д₁=1,5*8=12 мм;

нижнего пояса корпуса:

р=2,35д= 2,35*8=19 мм;

принимаем р=20 мм.

Диаметр болтов:

фундаментных d₁ =(0,03ч0,036)а+12 = (4,8ч5,76)160+12=16,8ч17,7 мм; принимаем болты с резьбой М20;

крепящих крышку к корпусу у подшипников, d₂=( 0,7ч0,75)d₁ =

=( 0,7ч0,75)*20=14ч15мм; принимаем болты с резьбой М16;

соединяющих крышку с корпусом,d₃=(0,5 ч0,6)d₁=(0,5ч0,6)20=

= 10ч12 мм; принимаем болты с резьбой М12.



4. Первый этап компоновки редуктора

Вычерчиваем упрощенно шестерню и колесо в виде прямоугольников; шестерня выполнена за одно целое с валом; длина ступицы колеса равна ширине венца и не выступает за пределы прямоугольника.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса А₁ = 1,2д; при наличии ступицы зазор берется от торца ступицы;

б) принимаем зазор от окружности вершины зубьев колеса до внутренней стенки корпусаА=д;

в) принимаем расстояние между наружным кольцом подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпусаА=д; если диаметр окружности вершин зубьев шестерни окажется больше наружного диаметра подшипника, то расстояние А надо брать от шестерни.

Предварительно намечаем радиальные широкоподшипники средней серии ; габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников d_п1=30 мм и d_п2=60 мм ( см рис 12.3 и 12.4)

По табл. П3 имеем:

Условное Обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность,кН
	Размеры, мм	С	Со
306 311	30 55	72 120	19 29	28,1 71,5	14,6 41,5
Решаем вопрос о смазывании подшипников. Принимаем для подшипников пластичный смазочный материал. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса и вымывания пластичного смазочного материала жидким маслом из зоны зацепления устанавливаем мазеудерживающие кольца ( см.глIX, рис 9.47 ). Их ширина определяет размер у=8ч12 мм.

Измерением находим расстояния: на ведущем валу: l₁ = 70 мм и на ведомом l₂=76 мм.

Примем окончательно l₁=l₂ = 76 мм.

Глубина гнезда подшипника l_r1,5 В; для подшипника 311 В=29 мм;

l_r1,5*29=43,5 мм; примем l_r= 43 мм.

Толщину фланца крышки подшипника принимают примерно равной диаметру d_oотверстия; в этом фланце =14 мм ( рис 12.6 ).

Для ведущий вал d₁=30, D₁=72,l_п=19.

Для ведомого вала d₂=55,D₁=120, l_п=29.

Толщина фланца крышки подшипника: D= 90-120; d=14; ?=14.



5. Проверка долговечности подшипника

Ведущий вал ( рис.12.7). Из предыдущих расчетов имеем F₁= 3261 H, F_r=1077 H; из первого этапа компоновки l=76 мм.

Реакции опор:

в плоскости xz

R_x1=R_x2=

в плоскости yz

R_y1=R_y2=H

Суммарные реакции:

P_r1=P_r2=H

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре l.

Намечаем радиальные шариковые подшипники 308( см. приложение, табл. П3) : d=40 мм; D=90мм;В=23 мм; С=41,0кНи С₀=22,4

Эквивалентная нагрузка по формуле (9.3)

Р_э=VK_БК_тв которой осевая нагрузка V=1; коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров К_б=1 К_Т=1( см. табл. 9.20)



Рис.. Расчетная схема ведущего вала

Р=F_rVK_бK_т

Р=1717*1*1-1=1717.12

Расчетная долговечность, млн об [формула (9.1)],

L=

Расчетная долговечность , ч,

L_h=ч

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85 ( см. также с. 307).

Ведомый вал ( рис. 12.8) несет такие же нагрузки, как и ведущий :

F₁=3261H;F_r=1077H.



Для более длительности необходимо перейти к более легкой серии.

Рис. Расчетная схема ведомого вала

Суммарные реакции :

P_r3=R_r4=

Выбираем подшипники по более нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники 312 средней серии ( см табл.П3):

d=60 мм; D=130 мм; В=31мм; С=81,9 кН и С₀=48,0 кН.

Отношение этой величине ( по табл. 9.18) соответствует

е ?0,20 ( получаем, интерполируя).

Отношение <е; следовательно, X=1; Y=0.

Поэтому Р_э= 1717,1 VK_бК_т=8200*1*1*1=8200Н

(Примем К_б=1 учитывая, что цепная передача усиливает неравномерность нагружения.)

Расчетная долговечность, млн об,

L= млн. об.

Расчетная долговечность, ч,

L_h=ч;

здесь п=194 об/ мин - частота вращения ведомого вала.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать

36000 ч( таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 ч ( минимально допустимая долговечность подшипника). В нашем случае подшипники ведущего вала 308 имеют ресурс L_h?60*10³ ч, а подшипники ведущего вала 312 имеют ресурс L_h?50*10³ ч.



6. Второй этап компоновки редуктора

Второй этап компоновки имеет целью конструктивно оформить зубчатые колеса, валы, корпус, подшипниковые узлы и подготовить данные для проверки прочности валов и некоторых других деталей.

Примерный порядок выполнения следующий.

Вычерчиваем шестерню и колесо по конструктивным размерам, найденным ранее ( см. п. IV). Шестерню выполняем за одно целое с валом.

Конструируем узел ведущего вала:

а) наносим осевые линии, удаленные от середины редуктора на расстояние l₁. Используя эти осевые линии, вычерчиваем в разрезе подшипники качения ( можно вычерчивать одну половину подшипника, а для второй половины нанести габариты) ;

б) между торцами подшипников и внутренней поверхностью стенки корпуса вычерчиваем мазеудерживающие кольца ( см рис. 9.39). Их торцы должны выступать внутрь корпуса на 1ч2 мм от внутренней стенки. Тогда эти кольца будут выполнять одновременно роль маслоотбразывающих колец. Для уменьшения числа ступеней вала кольца устанавливаем на тот же диаметр, что и подшипники (Ш40мм). Фиксация их в осевом направлении осуществляется заплечиками вала и торцами внутренних колец подшипников;

в) вычерчиваем крышки подшипников (см.рис.9.31-9.33) с уплотнительными прокладками ( толщиной ~ 1 мм) и болтами. Болт условно заводится в плоскость чертежа, о чем свидетельствует вырыв на плоскости разъема.

Войлочные и фетровые уплотнения применяют главным образом в узлах, заполненных пластичной смазкой. Уплотнения манжетного типа широко используют как при пластичных, так и при жидких смазочных материалах ( см. § 9.5);

г) переход вала Ш40мм к присоединительному концу Ш 32 мм выполняют на расстоянии 10ч15 мм от торца крышки подшипника так, чтобы ступица муфты не задевала за головки болтов крепления крышки.

Длина присоединительного конца вала Ш 32 мм определяется длинной ступицы муфты.

Аналогично конструируем узел ведомого вала. Обратим внимание на следующие особенности:

А) для фиксации зубчатого колеса в осевом направлении предусматриваем утолщение вала с одной стороны и установку распорной втулки - с другой; место перехода вала от Ш 65 мм к Ш 60 мм смещаем на 2ч3 мм внутрь распорной втулки, с тем чтобы гарантировать прижатие мазеудерживающего кольца к торцу втулки ( а не к заплечику вала);

Б) отложив от середины редуктора расстояние l₂, проводим осевые линии и вычерчиваем подшипники;

В) вычерчиваем мазеудерживающие кольца, крышки подшипников с прокладками и болтами;

Г) откладываем расстояние l₃и вычерчиваем звездочку цепной передачи; ступица звездочки может быть смещена в одну сторону, для того чтобы вал не выступал за пределы редуктора на большую длину.

Переход от Ш 60 мм к Ш 55 мм смещаем на 2ч3 мм внутрь подшипника, с тем чтобы гарантировать прижатие кольца к внутреннему кольцу подшипника ( а не к валу). Это кольцо - между внутренним кольцом подшипника и ступицей звездочки - не допускает касания ступицы и сепаратора подшипника;

Д) от осевого перемещения звездочка фиксируется на валу торцовым креплением. Шайба прижимается к торцу ступицы одним или двумя винтами. Следует обязательно предусмотреть зазор между торцом вала и шайбой в 2ч3 мм для натяга.

На ведущем и ведомом валах применяем шпонки призматические со скругленными торцами по ГОСТ 23360 - 78. Вычерчиваем шпонки, принимая их длины на 5ч 10 мм меньше длин ступиц.

Непосредственным измерением уточняем расстояния между опорами и расстояния, определяющие положение зубчатых колес и звездочки относительно опор. При значительном изменении этих расстояний уточняем реакции опор и вновь проверяем долговечность подшипников.



7. Проверка прочности шпоночных соединений

d = выходного вала согласно Т.Б 8.9 принимаем призматическую шпонку с размерами условия прочности на снятие имеет вид от сюда

Ведущий вал: d=26 мм; b*h=8*7 мм;t₁=4 мм; Т₂=3,3; длина шпонки l= 70 мм ( при длине ступицы полумуфты МУВП 80 мм, см. табл. 11.5); момент на ведущем валу Т₁=125*10³Н*мм;

l?МПа

(материал полумуфт МУВП - чугун марки СЧ 20).

Ведомый вал. Из двух шпонок - под зубчатым колесом и под звездочкой - более нагружена вторая ( меньше диаметр вала и поэтому меньше размеры поперечного сечения шпонки). Проверяем на выходном конусе вала: d=48мм; b*h=14*9 мм; t₁=5,5 мм; t₂=3,8; длина шпонки l= 80 мм( при длине ступицы звездочки 85 мм); момент Т₃=625*10³Н*мм;

l?*=16,25

(обычно звездочки изготовляют из термообработанных углеродистых или легированных сталей). Условие выполнено.



8. Уточненный расчет валов

Примем, что нормальные напряжения от изгиба изменяются по симметричному циклу, а касательные от кручения - отнулевому( пульсирующему). Уточненный расчет состоит в определении коэффициентов запаса прочности s для опасных сечений и сравнении их с требуемыми ( допустимыми) значениями [s]. Прочность соблюдена при s?[s].

Ведущий вал( см рис.12.8)

Материал вала тот же, что и для шестерни (шестерня выполнена заодно с валом), т.е сталь 45, термическая обработка - улучшение. По табл. 3.3 при диаметре заготовки до 90 мм ( в нашем случае d_a1=58,35мм) среднее значение МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле изгиба

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений

Сечение А-А. Это сечение при передаче вращающего момента от электродвигателя через муфту рассчитываем на кручение. Концентрацию напряжений вызывает наличие шпоночной канавки.

Коэффициент запаса прочности



где амплитуда и среднее напряжение от нулевого цикла

При d= 26 мм;b=10 мм; t₁=5 мм по табл.8.5

Размещено на Allbest.ru

...