Материал: Проектирование привода цепного конвейера

Проектирование привода цепного конвейера

Сибирский государственный университет путей сообщения

Кафедра "Подъёмно-транспортные, путевые, строительные и дорожные машины и оборудование"

ПРИВОД ЦЕПНОГО КОНВЕЙЕРА

Курсовой проект по дисциплине

"Детали машин и основы конструирования"

Руководитель: доцент Игнатюгин В.Ю.

Разработал: студент гр. ММ-311

Чертенков Д.М.

Содержание

Техническое задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчёт клиноремённой передачи

3. Расчёт червячной передачи

4. Ориентировочный расчет валов

5. Эскизная компоновка редуктора

6. Приближенный расчет валов

6.1 Расчет быстроходного вала

6.2 Расчет промежуточного вала

6.3 Расчет тихоходного вала

7. Подбор подшипников качения

7.1 Подбор подшипников для вала I

7.2 Подбор подшипников для вала II

7.3 Подбор подшипников для вала III

8. Конструирование деталей редуктора

8.1 Конструирование элементов корпуса

8.2 Конструирование зубчатых колес

8.3 Конструирование звездочек большой передачи

9. Подбор и проверка шпонок

10. Подбор шлицевых соединений

11. Выбор посадок

12. Выбор муфты

13. Уточненный расчет валов

14. Выбор смазки

15. Порядок сборки и разборки редуктора

Список использованных источников

Техническое задание

Спроектировать привод цепного конвейера по следующим исходным данным [1]:

Окружное усилие на звездочках: F_t = 45 кН;

Скорость на звездочках: υ = 0,4 м/с;

Шаг тяговой цепи: p_ц = 80 мм;

Число зубьев тяговых звездочек: z = 11;

Срок службы привода: L = 8 лет.

Дополнительные исходные данные:

Нереверсивная работа;

Число смен работы - 2 смены;

Продолжительность включения ПВ=0,15;

Конструкция корпуса редуктора - сварная.

Задана схема привода цепного конвейера (рисунок 1), включающая в себя двигатель, ремённую передачу, червячныйредуктор, муфтуи цепную передачу. Принцип работыпривода цепного конвейера: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на малый шкив ремённой передачи 2. С помощью ремня момент передаётся на большой шкив 3, а оттуда на червяк 5. Червяк входит в зацепление с червячным колесом 4, которое передаёт момент через муфту 6 на звездочки цепной передачи 8 и 9.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

Цель: Выбрать электродвигатель и выполнить кинематический расчёт привода цепного конвейера.

Исходные данные: см. "Техническое задание".

Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.

)        Мощность на приводном валуР_III, кВт:

Р_III = F_t·υ; (1.1)

где F_t - окружное усилие, кН; υ - скорость вращения вала, м/с.

Р_III =45·10³·0,4=18 кВт.

) Частота вращения приводного валаn_IV, об/мин, не заданная в явном виде, может быть определена по формуле

n_III= 60·10³·υ / (zp_ц); (1.2)

где z - число зубьев звездочки тяговой цепи; p_ц-шаг тяговой цепи, мм; число 60 осуществляет перевод минут в секунды, 10^{3 -} миллиметры в метры.

n_III=60·10³· 0,4 / (11·80) =27,27об/мин.

) Общий КПД привода равен:

η=η₁η₂η_м; (1.3)

где η₁-КПД клиноремённой передачи,η₁=0,95; η₂-КПД червячной передачи, η₂=0,77; η_м - КПД муфты, η_м= 0,98. Значения КПД отдельных ступеней с учетом потерь на трение в подшипниках приведены в [1]. Выбранный электродвигатель должен иметь номинальную по каталогу мощность Р_эд, ближайшую большую потребной Р. Допускается перегрузка не более 5%. Следует помнить, что элементы привода рассчитывают не по номинальной мощности двигателя Р_эд, а по потребной мощности Р, которую он фактически будет развивать при установившемся режиме.

η= 0,95·0,77·0,98=0,72.

) Потребную мощность двигателя определяют с учетом потерь во всех звеньях кинематической цепи P, кВт:

P = Р_III/η; (1.4)

P = 18/0,72=25кВт.

) Ориентировочное общее передаточное отношение привода u, определяется как произведение передаточных отношений отдельных ступеней по формуле:

u = u₁ u₂; (1.5)

где u₁ - передаточное отношение клиноремённой передачи, u₁= 3; u₂ - передаточное отношение червячной передачи, u₂= 18;

u =3·18= 54.

) Потребная частота вращенияn, об/мин по формуле

n = n_IIIu; (1.6)

n = 27,27·54 = 1473об/мин.

) Выбор электродвигателя. В соответствии с потребными мощностью и частотой вращения принят электродвигатель АИР180M4 [1]. Его паспортные данные: номинальная мощность: P_эд = 30 кВт; номинальная частота вращения n_эд = 1470 об/мин; диаметр вала d_эд = 55 мм.

) Уточнённое передаточное отношение uнаходится по формуле:

u =n_эд/n_III; (1.7)

u =1470/27,27=53,9.

Рассчитанное передаточное отношение меньше ориентировочного. Оставлено без изменения u₂ = 18; уточнено предварительно принятое передаточное отношение ремённой передачи по формуле

u₂ = u/u₁; (1.8)

u =53,9/18=2,995 = 3.

) Мощности на валах, кВт по формуле

P_I=Pη₁; P_II= P_Iη₂; P_III=P_IIη_м; (1.9)

P_I=25 ∙ 0,95 = 23,75кВт;

P_II=23,75·0,77=18,3кВт;

P_III=18,3 · 0,98=18кВт;

) Частоты вращения валов, об/мин:

n_I=n/ u₁; n_II=n_III=n_I/ u₂; (1.10)

n_I= 1470/3 = 490об/мин;

n_II=490/18=27,22 об/мин;

) Вращающие моменты на валах, Н·м:

T_I =9550P_I/n_I; T_II = 9550P_II/n_II; T_III= 9550P_III/n_III (1.11)

Т = 9550 ∙ 25/1470 = 162,4 Н∙м

T_I =9550·23,75/490=462,9Н·м;

T_II =9550·18,3/27,22= 6420,5Н·м;

T_III=9550·18 /27,22 = 6315,2Н·м;

Анализ расчётов.

. Окончательно принятые передаточные отношения находятся в рекомендуемых пределах.

. Рассчитанные значения n_III и P_III в пунктах 9 и 10 соответствуют заданным.

привод цепной конвейер подшипник

2. Расчёт клиноремённой передачи

Цель: рассчитать параметры клиноремённой передачи

Исходные данные:

Мощность на ведущем валу P_эд = 25 кВт.

Частоты вращения валов: n_эд= 1470 об/мин, n₁ = 490об/мин.

Передаточное отношение u₁ = 3.

Вращающие моменты на валах: Т = 162,4 Н∙м, Т₁ = 462,9Н·м.

Работа двухсменная, передача горизонтальная.

По номограмме [2] выбрано сечение клинового ремня B. Его характеристики: d₁ = 200мм, l_p = 1,9, W = 22мм, Т_о = 13,5, А = 230 мм².

Диаметр большого шкива d₂, мм:

d₂ = d₁u (1 - ε), (2.1)

где ε - относительное скольжение ремня, ε = 0,01.

d₂ = 200 ∙ 3 ∙ (1 - 0,01) = 594 мм

Принят диаметр ведомого шкива, равный 560 мм по ГОСТ 1783-73.

Уточнённое передаточное отношение u:

u = d_2/ (d₁ (1 - ε)) = 560/ (200 ∙ (1 - 0,01)) = 2,83. (2.2)

Межосевое расстояние назначается предварительно из интервала a_min ≤ a≤a_max.

a_min = 0,55 (d₁ + d₂) + T_o = 0,55 ∙ (200 + 560) + 13,5 = 431,5мм. (2.3)

a_max = d₁ + d₂ = 200 + 560 = 760 мм. (2.4)

Принято межосевое расстояние 500 мм.

Длина ремня L, мм:

L= 2а + 0,5π (d₁ + d₂) + (d₂-d₁) ^2/ (4а) = 2 ∙ 500 + 0,5 ∙ 3,14 ∙ (200 + 560) + (560 - 200) ^2/ (4 ∙ 500) = 2258 мм

Принята длина ремня L_p = 2240 мм по ГОСТ 1284.1 - 80.

Уточнённое межосевое расстояние а, мм:

а = 0,25 [ (L_p - w) + ( (L_p - w) ² - 2y) (^1/2)], (2.6)

где w = 0,5π (d₁ + d₂) = 0,5 ∙ 3,14 ∙ (200 + 560) = 1193мм; y = (d₂-d₁) ² = (560 - 200) ² = 129600мм.

a = 0,25 ∙ [ (2240 - 1193) + ( (2240 - 1193) ² - 2 ∙ 129600) (^1/2)] = 490,5мм.

Угол обхвата меньшего шкива α₁:

α₁ = 180^о - 57 ( (d₂-d₁) / а) = 180^о - 57 ∙ ( (560 - 200) / 490,5) = 138^о. (2.7)

Необходимое для передачи необходимой мощности число ремней z:

z = (PC_p) / (P_oC_LC_αC_z), (2.8)

где С_р - коэффициент режима работы, С_р = 1,2,Р_о - мощность, кВт, допускаемая одним ремнём, Р_о = 8,23 кВт, C_L-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня, C_L = 0,91, С_α - коэффициент угла обхвата, С_α = 0,89, С_z-коэффициент, учитывающий число ремней в передаче, С_z = 0,9.

z = (25 ∙ 1,2) / (8,23 ∙ 0,91 ∙ 0,89 ∙ 0,9) = 5

Принято число ремней равным 5.

Предварительное натяжение ветви клинового ремня F_o, Н:

F_o = ( (850РС_рС_L) / (zυC_α)) + θυ², (2.9)

где θ - коэффициент, учитывающий центробежную силу, θ = 0,3 (Н∙с²) /м²; υ - скорость, м/с.

υ = (πd₁n₁) / 60000 = (3,14 ∙ 200 ∙ 1470) / 60000 = 15,4 м/с. (2.10)_o = ( (850 ∙ 25 ∙ 1,2 ∙ 0,91) / (5 ∙ 15,4 ∙ 0,89) + 0,3 ∙ 15,4² = 410 Н

Сила, действующая на валы F_в, Н:

F_в = 2F_оzsin (α/2) = 2 ∙ 410 ∙ 5 ∙ sin69^o = 3828H. (2.11)

Рабочий ресурс ремней Н_о, ч:

Н_о = ( (σ_-1/σ_max) ⁸ ∙ 10⁷υ_п) / (3600 (υ / L_p) z), (2.12)

гдеσ_-1 - предел выносливости для клиновых ремней, σ_-1 = 7 МПа; σ_max - максимальное напряжение в сечении ремня;

σ_max = σ₁ + σ_и + σ_υ, (2.13)

где σ₁ - напряжение от растяжения, σ_и - напряжение от изгиба, σ_υ - напряжение от центробежной силы.

σ₁ = F_1/A, (2.14)

где F₁ - натяжение ведущей ветви, Н.

F₁ = F₀ + 0,5F_t, (2.15)

где F_t - окружное усилие, действующее в передаче, Н.

F_t = 2Т / d₁ = 2 ∙ 162,4 ∙ 10^3/200 = 1624 H. (2.16)

F₁ = 410 + 0,5 ∙ 1624 = 1222 H.

σ₁ = 1222/230 = 5,3МПа

σ_и = Е_иδ / d₁, (2.17)

где Е_и - модуль упругости, Е_и = 200 МПа; δ - толщина ремня, δ = 0,03d₁ = 0,03 ∙ 200 = 6 мм.

σ_и = 200 ∙ 6/200 = 6 МПа

σ_υ = ρυ²∙10^-6, (2.18)

где ρ - плотность ремня, ρ = 1200 кг/м³.

σ_υ = 1200 ∙ 15,4² ∙ 10^-6 = 0,28 МПа

σ_max = 5,3 + 6 + 0,28 = 11,6 МПа

Н_о = ( (7/11,6) ⁸ ∙ 10⁷ ∙ 2) / (3600 ∙ (15,4/2240) ∙ 5) = 2842ч.

3. Расчёт червячной передачи

Цель: Вычислить геометрические данные червячной передачи.

Исходные данные:

Момент на ведомом валу Т₂ = 6420,5 Н∙м.

Частота вращения ведомого вала n₂ = 27,22 об/мин.

Передаточное отношение u₂ = 18.

Передача нереверсивная, материал венца колеса БрА9ЖЗЛ, ресурсt_Σ = 16000 ч.

Тип червяка - Архимедов.

Рисунок 3.1 - Кинематическая схема червячной передачи

Скорость скольжения υ_s, м/с:

υ_s = (4n_1/10⁴) T ^(1/3).

Для венца червячного колеса принята безоловянистая бронза БрА9Ж3Л, отливка в кокиль, со следующими характеристиками: допускаемые изгибные напряжения [σ_0F] ’ = 85 МПа, предел прочности [σ_В] = 490 МПа, предел текучести [σ_Т] = 236 МПа.

Допускаемые контактные напряжения [σ_Н] ’, МПа:

[σ_Н] ’ = 300 - 25υ_s (3.1)

Для червяка принята сталь 40Х.

Число циклов нагружения вала колеса N:

N = 60n₂t_Σ (3.2)

Коэффициент долговечности по контактной выносливости K_HL:

K_HL = (10^7/N) (^{1/8) (}3.3)

В расчётах принимают значения, находящиеся в пределах

,63 ≤K_HL≤ 1,15 (3.4)

Коэффициент долговечности поизгибу K_FL:

K_FL = (10^6/N) (^{1/9) (}3.5)

Для передач машинного привода он должен находиться в пределах

,543 ≤ K_FL ≤ 1 (3.6)

Допускаемое контактное напряжения [σ_Н], МПа:

[σ_Н] = [σ_Н] ’K_HL. (3.7)

Допускаемое изгибное напряжение [σ_0F], МПа:

[σ_0F] = [σ_0F] ’K_FL (3.8)

Принята 7-я степень точности. Коэффициенты: концентрации нагрузки K_Нβ = 1; динамической нагрузки Ku= 1,2.

Межосевое расстояние из расчёта по контактным напряжениям a_w, мм:

a_w = 61 ( (Т₂K_Н) / [σ_Н] ²) (^{1/3) (}3.9)

Делительный диаметр червяка d₁, мм:

d₁ = mq, (3.10)

где q - коэффициент диаметра червяка.

Рисунок 3.2 - Червячное зацепление

q = z_2/4 (3.11)

m = 2a / (z₂ + q) (3.12)

где а - делительное межосевое расстояние.

а = 0,5m (z₂ + q). (3.13)

Коэффициент смещения инструмента х₂:

х₂ = (а_w - а) / m. (3.14)

Начальный диаметр червяка d_w1, мм:

d_w1 = (q + 2x₂) m. (3.15)

Диаметр вершин колеса d_a2, мм:

d_a2 = m (z₂ + 2 + 2x₂). (3.16)

Диаметр впадин колеса d_f2, мм:

d_f2 = m (z_{2 -} 2,4 + 2x₂). (3.17)

Начальный угол подъёма винтовой линии y_w:

γ_w = arctg (z_1/ (q+ 2x₂)) (3.18)

Делительный угол подъёма винтовой линии y:

γ = arctg (z_1/q). (3.19)

Делительный диаметр колеса d₂, мм:

d₂ = mz₂. (3.20)

Максимальный диаметр колеса d_ам2, мм:

d_ам2 = d_a2 + 6m / (z₁ + 2). (3.21)

Диаметр вершин червяка d_a1, мм:

d_a1 = m (q + 2). (3.22)

Диаметр впадин червяка d_f1, мм:

d_f1 = m (q - 2,4). (3.23)

Длина нарезной части червяка b₁, мм:

b₁ = (11 + 0,06z₂) m. (3.24)

Ширина венца колесаb₂, мм: b₂ = 0,75d_{a1 (}3.25)

Угол обхвата червяка:

2δ = 2b_2/ (d_a1 - 0,5m). (3.26)

Рабочее контактное напряжение σ_Н, МПа:

σ_Н = (475/d₂) (T₂K_H / d_w1) (^1/2) ≤ [σ_Н]. (3.27)

Окружное усилие на червяке, равное осевому усилию на колесе F_t1 = F_a2, H:

F_t1 = F_a2 = 2T_1/d₁. (3.28)

Окружное усилие на колесе, равное осевому усилию на червякеF_t2 = F_a1, H:

F_t2 = F_a1 = 2T_2/d₂. (3.29)

Радиальное усилие F_r, H:

F_r = F_t2tgα / cosγ_w. (3.30)

Эквивалентное число зубьев колесаz_v2:

z_v2 = z_2/cos³γ_w. (3.31)

Рабочее изгибное напряжение σ_0F, МПа: