Привод к скребковому конвееру (стр. 1 из 5)

Содержание

Введение

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

2. Расчет механических передач

3. Проектировочный расчет валов

4. Эскизная компоновка

5. Подбор и проверочный расчет шпонок

6. Расчет элементов корпуса

7. Подбор и расчет муфты

8. Расчетные схемы валов

9. Подбор подшипников качения

10. Проверочный расчет валов на выносливость

11. Выбор типа смазывания

12. Выбор посадок

13. Технико-экономическое обоснование конструкций

14. Сборка редуктора

Список литературы

Введение

Цель проекта – проектирование привода к скребковому конвейеру. Приводная установка включает: двигатель, клиноременную передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

Редуктор – механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

Муфта – устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

Конвейер – транспортирующие устройство для перемещения грузов.

Привод к скребковому конвейеру

1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Таблица 1 – Исходные данные

Исходные данные	Вариант № 6
Тяговая сила цепи F,кН Скорость тяговой цепи ט, м/с Шаг тяговой цепи Р, мм Число зубьев звездочки z Допускаемое отклонение скорости тяговой цепи δ, % Срок службы привода L, лет	3,5 0,60 80 7 5 4

1. Кинематический расчет и выбор электродвигателя

Мощность на выходном валу привода

Р₄ = F_tυ (1.1)

Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт

Общий КПД привода

η=η₁·η₂·η₃·η₄³ (1.2)

где, η₁ = 0,97 – КПД ременной передачи;

η₂ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;

η₃ = 0,98 – КПД муфты;

η₄ = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

[1; с. 42]

Следовательно

η = 0,97·0,98·0,98·0,99³ = 0,904

Требуемая мощность электродвигателя

Р_дв^тр =Р₄/η (1.3)

Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт

По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем асинхронный электродвигатель АИР 112МА6, имеющий мощность Р_ном = 3 кВт, и частоту вращения n _дв = 950 мин^-1

Частота вращения выходного вала привода

n₄=60·10³·υ/Р·z (1.4)

n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1

Общее передаточное число привода

u= n₁ / n₄ (1.5)

где n₁ = n _дв = 950 мин^-1

u =950/64,28=14,78

Передаточные числа двух степеней привода

Так как u= u₁ · u₂ ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора u₂=4, получим передаточное число ременной передачи

u₁ = u/ u₂ (1.6)

u₁= 14,78 /4 = 3,69

Частота вращения валов привода

n₁= 950 мин^-1 ; (1.7)

n₂= n₁/ u₁ =950/3,69=257,1 мин^-1 ;

n₃= n₂/ u₂ = 257,1 / 4 =64,28 мин^-1 ;

n₄= n₃ =64,28 мин^-1

Угловая скорость вращения валов привода

ω₁=π n₁/30 = π·950/30=99,4 рад/с ; (1.8)

ω₂= ω₁/ u₁ =99,4/3,69=26,9 рад/с ;

ω₃= ω₂/ u₂ =26,9 /4=6,73 рад/с ;

ω₄= ω₃=6,73 рад/с

Проверка: ω₄= π n₄/30=π·64,28/30=6,73 рад/с

Мощность на валах привода

Р₁= Р_дв^тр =2,32 кВт;

Р₂= Р₁ · η₁ · η₄ =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

Р₃= Р₂ · η₂· η₄ =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р₄= Р₃ · η₃ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт

Вращающие моменты на валах привода

Т = 9550Р/n (1.9)

Т₁=9550 Р₁ / n₁=9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т₂=9550 Р₂/ n₂=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т₃=9550 Р₃/ n₃=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т₄=9550 Р₄/ n₄=9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т₄= Т₁·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм

Результаты расчетов сводим в таблицу 1

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

№ вала	n , мин-1	ω , рад/с	Р , кВт	Т , Нм	u = 14,78
I	950	99,4	2,32	23,35	u1=3,69
II	257,1	26,9	2,23	82,9
III	64,28	6,73	2,16	321,7	u2=4
IV	64,28	6,73	2,1	312,0	_

2. Расчет механических передач

Расчет цилиндрической передачи с шевронным зубом

Выбор материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σ_Т=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σ_Т=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁; колеса – 260 НВ₂. При этом НВ₁ –НВ₂=280-250=40 – условие соблюдается.

Допускаемые контактные напряжения

σ_НР =σ_НО·z_Н·0,9/S_Н (2.1)

где σ_но – предел контактной выносливости;

σ_НО=2НВ+70 (2.2)

σ_НО1=2НВ₁+70=2·280+70=630 МПа;

σ_НО2=2НВ₂+70=2·250+70=570 МПа;

z_Н=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

S_Н=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]

σ_НР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа

σ_НР2=570·1·0,9/1,1=466 МПа

σ_НР=0,45(σ_нр1+ σ_нр2)≥ σ_нрmin (2.3)

σ_НР=0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется

Принимаем σ_НР=466 МПа

Допускаемые напряжения изгиба

σ_FР=σ_FО ·Υ_N/ S_F(2.4)

где σ_FО - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений

σ_FО=1,8НВ (2.5)

σ_FО1= 1,8НВ₁=1,8·280=504 МПа;

σ_FО2= 1,8НВ₂=1,8·250=450 МПа;

Υ_N=1 – коэффициент долговечности [3; с.194];

S_F=1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194];

σ_FР1=504·1/1,75=288 МПа;

σ_FР2 =450·1/1,75=257 Мпа

Расчетные коэффициенты

Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192]

Межосевое расстояние передачи

(2.6)

Принимаем стандартное значение α_W=140 мм [3; с.171]

Ширина зубчатого венца

b₂= Ψ_ba· α_W(2.7)

b₂=0,4·140=56 мм

Нормальный модуль зубьев

m_n= (0,01…0,02) α_W(2.8)

m_n= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм

Принимаем стандартное значение m_n= 2 мм [3; с.157]

Принимаем минимальный угол наклона зубьев β_min=25º и определяем суммарное число зубьев

z_∑ = (2 α_W · cosβ_min)/ m_n (2.9)

z_∑ = (2·140· cos25º)2=126,2

Принимаем z_∑ = 126

Фактический угол наклона зубьев

cosβ= m_nz_∑/2 α_W(2.10)

cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´

Число зубьев шестерни и колеса

z₁= z_∑/(u+1) (2.11)

z₁=126/(4+1)=25

z₂= z_∑ - z₁

z₂=126-25=101

Фактическое передаточное число

u_ф= z₂/ z₁ (2.12)

u_ф=101/25=4,04;∆u=(u - u_ф )/u·100%≤4%

∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%

Основные геометрические размеры передачи

d= m_nz/ cosβ (2.13)

d₁=2·25/cos25º49´=56мм;

d₂=2·68/ cos25º49´=224мм

Уточняем межосевое расстояние

α_W=( d₁ + d₂ )/2 =140 мм (2.14)

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а=d + 2 m_n (2.15)

d_а1=56+2·2=60мм;

d_а2=224+2·2=228мм

Ширина зубчатых колес с учетом дорожки α для выхода червячной фрезы, при m_n=2мм

α=14 m_n (2.16)

α=14·2=28 мм

b´=b+α=56+28=89 мм

Окружная скорость колес и степень точности передачи

υ=π· d₁· n₁/60 (2.17)

υ=π·56·10^-3/60=0,76 м/с

по таблице 9.1 [3;с.163] принимаем 8-ю степень точности

Силы в зацеплении

F_t=2T₂/d₂ – окружная (2.18)

F_t=2·321,7·10³/224= 2872 Н

F_r= F_ttq20º/cosβ – радиальная (2.19)

F_r=2872·tq20º/ cos25º49´=1158 Н

Уточняем значение коэффициентов

Ψ_d=b₂/d₁ (2.20)

Ψ_d=56/56=1

При этом К_НВ=1, по таблице 9.5 [3;с.192]

Принимаем коэффициенты

К_нυ=1,1, по таблице 9.6 [3;с.193] ;

К_на =1,12, по таблице 9.6 [3;с.193]

Расчетное контактное напряжение

σ_н=266/ α_Wu_ф√Т₂ К_на К_нβ К_на (u_ф +1)³ (2.21)

σ_н=266/140·4,04√321,7·10³·1·1,1·1,12(4+1)³=447 МПа

Н=466-447/466·100%=4%,что допустимо

Проверочный расчет зубьев на изгиб. Этот расчет выполняется по зубьям шестерни. Это объясняется тем, что материал шестерни и колеса одинаков, но толщина зубьев шестерни у основания ножки меньше, чем у зубьев колеса, поэтому и прочность их ниже по сравнению с прочностью зубьев колеса.