Привод пластинчатого конвейера

Проектирование привода пластинчатого конвейера, составление его кинематической и принципиальной схемы, выбор подходящего электродвигателя. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням. Расчет ступеней редуктора и цепной передачи.

1. Кинематическая схема привода пластинчатого конвейера

1 – электродвигатель; 2 – муфта; 3 – редуктор; 4 – цепная передача; 5 – тяговые звездочки; I – вал быстроходный; II, III – валы промежуточные; IV – вал быстроходный; V– вал приводной

2. Выбор электродвигателя

2.1 Мощность привода

=*/103 =3200*0,8/103 =2,56 кВт

где , кВт – потребляемая мощность привода (выходная мощность);

=3,2 кН – окружная сила (на 2-х звездочках);

=0,8 м/с – скорость настила.

2.2 Общий коэффициент полезного действия привода

= η 2 м * η 2 цил * η 4 подш =0,9852 *0,994 *0,972 =0,88,

где

η м =0,985 – КПД муфты

η цил =0,97 – КПД цилиндров

η подш =0,99 – КПД опоры вала

2.3 Мощность электродвигателя (требуемая)

кВт

где, кВт – требуемая мощность электродвигателя;

=2,56 кВт – потребляемая мощность привода;

=0,88 – общий коэффициент полезного действия привода;

P эл.дв =2,56/0,88=2,9 кВт

2.4 Частота вращения приводного вала

N вал = V *6*104 / π б =0,8*6*104 /3,14*355=43

где , – частота вращения приводного вала;

=0,8 м/с – скорость настила;

Дб =355 мм – диаметр барабана.

2.5 Частота вращения вала электродвигателя

где , – предварительное значение частоты вращения вала электродвигателя;

=7,085 – частота вращения приводного вала;

=94,09 – рекомендуемое значение передаточного числа редуктора;

=2,25 – рекомендуемое значение передаточного числа цепной передачи;

2.6 Выбор электродвигателя по каталогу

Принимаем электродвигатель АИР 80А4 с характеристиками: номинальная мощность Р=1,1 кВт, частота вращения вала n=1395 , диаметр вала dэ =22 мм, длина выходного конца вала l1 =60 мм.

3. Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням

3.1 Общее передаточное число привода

где =1395 – частота вращения вала электродвигателя;

=7,085 – частота вращения приводного вала.

3.2 Разбивка общего передаточного числа по ступеням

,

где – передаточное число редуктора;

– передаточное число цепной передачи;

Передаточное число цепной передачи:

Передаточное число редуктора:

Передаточное число тихоходной ступени:

Передаточное число промежуточной ступени:

Передаточное число быстроходной ступени:

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода

4.1 Мощности на валах

;

;

;

;

.

где – мощности на валах редуктора;

– коэффициенты полезного действия.

4.2 Частоты вращения валов

;

;

;

;

;

где – частоты вращения валов;

– передаточные числа.

4.3 Крутящие моменты на валах привода

;

;

;

где – крутящие моменты на валах.

Результаты расчетов сведем в таблицу

Вал Мощность Частота вращения Крутящий момент
1 1,078 1395 7,406
2 1,046 257,074 38,858
3 1,014 59,785 161,975
4 0,948 15,942 589,462
5 0,925 7,085 1246,824

5. Расчет ступеней редуктора

5.1 Быстроходная ступень

5.1.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо: Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

, ,

.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

, .

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному

пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при

действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница и , то расчетное

допускаемое напряжение:

МПа

или МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5.1.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:


.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

.

, ;

, ;

;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

;

.

Коэффициенты нагрузки:

5.1.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: Н/м.

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число ступени: .

1) Предварительное значение межосевого расстояния:


.

Принимаем =90 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

.

3) Рабочая ширина шестерни:

.

4) Модуль передачи:

;

;

;

;

.

Принимаем .

5) Минимальный угол наклона зубьев:

;

.

6) Суммарное число зубьев:

.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

.

8) Число зубьев шестерни:

;

;

.

9) Число зубьев колеса:

.

10) Фактическое передаточное число:

.

Ошибка передаточного числа:

.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:


, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

;


.

12) Диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни .

Толщина сечения обода колеса

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила: .


Радиальная сила: .

Осевая сила: .

5.2 Промежуточная ступень

5.2.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо: Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

, ,

.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

, .

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница и , то расчетное

допускаемое напряжение:

МПа

или МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5.2.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

.

, ;

, ;

;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

;

.

Коэффициенты нагрузки:

5.2.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: Н/м.

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число ступени: .

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Принимаем =125 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

.

3) Рабочая ширина шестерни:

.

4) Модуль передачи:

;

;

;

;

.

Принимаем .

5) Минимальный угол наклона зубьев:

;

.

6) Суммарное число зубьев:

.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

.

8) Число зубьев шестерни:

;

;

.

9) Число зубьев колеса:

.

10) Фактическое передаточное число:

.

Ошибка передаточного числа:

.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

;

.

12) Диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни .

Толщина сечения обода колеса

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила: .

Радиальная сила: .

Осевая сила: .

5.3 Тихоходная ступень

5.3.1 Выбор материалов и определение допускаемых напряжений

Колесо: Шестерня:

Сталь 40Х, улучшение,

, ,

.

Сталь 40Х, улучшение+закалка ТВЧ,

, .

Частота вращения вала колеса: .

Ресурс передачи: .

Передаточное число: .

Передача работает с режимом III.

1) Коэффициент приведения для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

2) Числа циклов перемены напряжений, соответствующие длительному пределу выносливости для расчетов на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

3) Суммарное число циклов перемены напряжений:
4) Эквивалентные числа циклов перемены напряжений для расчета на:

а) контактную выносливость

б) изгибную выносливость

5) Предельные допускаемые напряжения для расчетов на прочность при действии пиковых нагрузок:

а) контактная прочность

б) изгибная прочность

6) Допускаемые напряжения для расчета на контактную выносливость:

Так как разница и , то расчетное допускаемое напряжение:

МПа

или МПа

Для расчета принимаем меньшее значение, т.е. МПа.

7) Допускаемые напряжения для расчета на изгибную выносливость:

5.3.2 Определение коэффициентов нагрузки

Коэффициент нагрузки при расчете на контактную выносливость:

.

Коэффициент нагрузки при расчете на изгибную выносливость:

.

, ;

, ;

;

Передача выполняется по 8-й степени точности.

;

.

Коэффициенты нагрузки:

5.3.3 Проектный расчет

Крутящий момент на валу колеса: Н/м.

Частота вращения вала шестерни: .

Передаточное число ступени: .

1) Предварительное значение межосевого расстояния:

.

Принимаем =160 мм.

2) Рабочая ширина венца колеса:

.

3) Рабочая ширина шестерни:

.

4) Модуль передачи:

;

;


;

;

.

Принимаем .

5) Минимальный угол наклона зубьев:

;

.

6) Суммарное число зубьев:

.

7) Действительное значение угла наклона зубьев:

.

8) Число зубьев шестерни:

;

;

.

9) Число зубьев колеса:

.

10) Фактическое передаточное число:

.

Ошибка передаточного числа:

.

11) Проверка зубьев на изгибную выносливость:

, где

Эквивалентное число зубьев колеса:

.

Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса:

.

Коэффициент, учитывающий наклон зуба:

.

Напряжение в опасном сечении зуба колеса:

Эквивалентное число зубьев шестерни:

.


Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни:

.

Напряжение в опасном сечении зуба шестерни:

;

.

12) Диаметры делительных окружностей:

;

.

Проверка:

13) Диаметры окружностей вершин и впадин зубьев:

14) Проверка возможности обеспечения принятых механических характеристик при термической обработке заготовки:

Наружный диаметр заготовки шестерни .

Толщина сечения обода колеса

.

Следовательно, требуемые механические характеристики могут быть получены при термической обработке.

15) Силы, действующие на валы от зубчатых колёс:

Окружная сила: .

Радиальная сила: .

Осевая сила: .

6. Определение диаметров участков валов

6.1. Для быстроходного вала 1

Принимаем:

По d выбираем t =1,5 и r =1,5

Принимаем:

Принимаем:

6.2. Для промежуточного вала 2

Принимаем:

По d к выбираем f =1 и r =2

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

6.3 Для промежуточного вала 3

Принимаем:

По d к выбираем f =1,2 и r =2,5

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

6.4 Для тихоходного вала 4

Принимаем:

По d выбираем t =3,5 и r =2,5

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

Принимаем:

7. Расчет цепной передачи

Исходные данные :

Т4 =589,5 Н∙м – крутящий момент на валу ведущей звездочки;

n4 =15,94 мин-1 – частота вращения ведущей звездочки;

U=2,25 – передаточное число цепной передачи.

7.1 Выбор цепи

Назначим двухрядную роликовую цепь типа ПР.

Предварительное значение шага цепи:

По стандарту выбираем цепь:

2ПР – 25,4–11340; значение А=256 мм2

7.2 Назначение основных параметров

а) Рекомендуемое число зубьев звездочки:

Найдем рекомендуемое число зубьев Z1 в зависимости от передаточного числа:

б) Межосевое расстояние:

примем, что а = 30∙Р = 30∙25,4 = 762 мм.

в) Наклон передачи примем меньше 60°.

г) Смазывание цепи нерегулярное.

7.3 Определение давления в шарнире

Найдем значение коэффициента КЭ , учитывающего условия эксплуатации цепи

КЭ = Кд ∙ КА ∙ КН ∙ Крег ∙Ксм ∙ Креж =1∙1∙1∙1∙1,5∙1,45=2,175

Где:

Кд =1 – нагрузка без толчков и ударов;

КА =1 – оптимальное межосевое расстояние;

КН =1 – наклон передачи менее 60°;

Крег =1 – передача с нерегулируемым натяжением цепи;

Ксм =1,5 – смазывание цепи нерегулярное;

Креж =1 – работа в три смены.

Окружная сила, передаваемая цепью:

.

Давление в шарнире двухрядной цепи (mp =1,7):

.

[σ]=40 MПа – допускаемое давление в шарнире

7.4 Число зубьев ведомой звездочки

Z 2 = U Z 1 =2,25∙23=51.


7.5 Уточнение передаточного числа

7.6 Частота вращения ведомой звездочки

.

7.7 Делительный диаметр ведущей звездочки

.

7.8 Делительный диаметр ведомой звездочки

.

7.9 Диаметр окружности выступов ведущей звездочки

.

7.10 Диаметр окружности выступов ведомой звездочки

.


7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

.

Принимаем .

7.11 Диаметр обода ведущей звездочки (наибольший)

.

Принимаем .

7.13 Потребное число звеньев цепи

Принимаем .

7.14 Уточненное межосевое расстояние

7.15 Окончательное значение межосевого расстояния

;

;

.

7.16 Нагрузка на валы звездочек

.

8. Выбор и расчет предохранительного устройства

В качестве предохранительного устройства выберем предохранительную муфту с разрушающимся элементом, так как конвейер подвергается случайным и редким перегрузкам. Муфту расположим на приводном валу.

Для определения величины расчетного момента для предохранительной муфты воспользуемся формулой:

;

Примем

Тогда

По таблице определяем стандартное значение усилия среза .

Этому значению соответствует штифт диаметром .

Предусмотрим в конструкции муфты два штифта, расположенных симметрично.

Определим диаметр, на котором будут расположены штифты:

Отсюда .

9. Выбор подшипников

Для быстроходного валаI редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №305 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

– диаметр внутреннего кольца;

– диаметр наружного кольца;

– ширина подшипника;

– динамическая грузоподъёмность;

– статическая грузоподъёмность;

– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: – радиальная сила;

– осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы: .

Для промежуточного валаII редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №306 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

– диаметр внутреннего кольца;

– диаметр наружного кольца;

– ширина подшипника;

– динамическая грузоподъёмность;

– статическая грузоподъёмность;

– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: – радиальная сила;

– осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы: .

Для промежуточного валаIII редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №308 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

– диаметр внутреннего кольца;

– диаметр наружного кольца;

– ширина подшипника;

– динамическая грузоподъёмность;

– статическая грузоподъёмность;

– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: – радиальная сила;

– осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы: .

Для тихоходного валаIV редуктора выбираем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

– диаметр внутреннего кольца;

– диаметр наружного кольца;

– ширина подшипника;

– динамическая грузоподъёмность;

– статическая грузоподъёмность;

– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: – радиальная сила;

– осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы: .

Для приводного вала V редуктора выбираем радиальные двухрядные сферические шарикоподшипники ГОСТ 5720–75.

Для них имеем:

– диаметр внутреннего кольца подшипника;

– диаметр наружного кольца подшипника;

– ширина подшипника;

– динамическая грузоподъёмность;

– статическая грузоподъёмность;

– коэффициент осевого нагружения;

– предельная частота вращения при пластичном смазочном материале.

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы: .

10. Проверка подшипников наиболее нагруженного вала редуктора по динамической грузоподъемности

Рассчитываем подшипники тихоходного вала. Имеем радиальные однорядные шарикоподшипники средней серии №311 ГОСТ 8338–75.

Для них имеем:

– диаметр внутреннего кольца;

– диаметр наружного кольца;

– ширина подшипника;

– динамическая грузоподъёмность;

– статическая грузоподъёмность;

– предельная частота вращения при жидком смазочном материале.

На подшипник действуют: – радиальная сила;

– осевая сила;

Частота вращения:.

Требуемый ресурс работы: .

Найдём:

– коэффициент безопасности

– температурный коэффициент

– коэффициент вращения

Определяем эквивалентную нагрузку:

Определим .

Находим .

Определим

Определяем значение коэффициента радиальной динамической нагрузки x =0,56 и коэффициента осевой динамической нагрузки y =1,99 .

Определяем эквивалентную радиальную динамическую нагрузку:

Определим ресурс принятого подшипника:

или

, что удовлетворяет требованиям.

11. Проверочный расчет наиболее нагруженного вала редуктора

11.1 Выбор расчетной схемы и определение расчетных нагрузок

Проводим расчет тихоходного вала.

C
A
B
Действующие силы и моменты от колеса:

– окружная сила;

– осевая сила;

– радиальная сила;

– крутящий момент.

От звездочки:

– горизонтальная составляющая,

– вертикальная составляющая.

Расчетная схема по чертежу тихоходного вала

.

Определим реакции опор в вертикальной плоскости.

1.: , отсюда находим

, что .

2. , , . Получаем, что .

Выполним проверку: , ,

, . Следовательно, вертикальные реакции найдены верно.

Определим реакции опор в горизонтальной плоскости.

3. , ,

, получаем, что .

4. , ,

, отсюда .

Проверим правильность нахождения горизонтальных реакций: , , ,

– верно.

По эпюре видно, что самое опасное сечение вала находится в точке В, причём моменты здесь будут иметь значения:

,

.

11.2 Проверка вала на усталостную выносливость

Расчёт производим в форме проверки коэффициента запаса сопротивления усталости , значение которого можно принять . При этом должно выполняться условие: , где

и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

Найдём результирующий изгибающий момент:

.

Определим механические характеристики материала вала (Сталь 45): – временное сопротивление (предел прочности при растяжении);

и – пределы выносливости гладких образцов при изгибе и кручении.

Здесь:

Определим запас сопротивления усталости по изгибу:

Определим запас сопротивления усталости по кручению:

Найдём расчётное значение коэффициента запаса сопротивления усталости:

– условие выполняется.

11.3 Проверка вала на статические перегрузки

Проверку статической прочности производим в целях предупреждения пластических деформаций и разрушений с учетом кратковременных перегрузок.

Определим эквивалентное напряжение


,

где ;

;

.

Тогда .

11.4 Расчет вала на жесткость

Упругие перемещения вала отрицательно влияют на работу связанных с ним деталей. От прогиба вала в зубчатом зацеплении возникает концентрация нагрузки по длине зуба.

В связи с этим определим прогиб вала под колесом, используя готовую расчетную схему и формулу:

,

где ;

;

;

;

;

;

;

Тогда .

12. Выбор и расчет шпоночных соединений

Все шпонки редуктора призматические со скругленными торцами. Размеры соответствуют ГОСТ 23360–78.

Для промежуточного валаII:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 12х8х22.

Для промежуточного валаIII:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 14х9х36.

Для тихоходного валаIV:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем две шпонки 14х9х70.

Для приводного валаV:

,

где

По значению диаметра вала определяем размеры b и h.

Принимаем

Выбираем шпонку 14х9х125 и две шпонки 14х9х63.

13. Выбор смазки редуктора

Для уменьшения потерь мощности на трение и снижения интенсивности износа трущихся поверхностей, а также для предохранения их от заедания, задиров, коррозии и лучшего отвода теплоты трущиеся поверхности деталей должны иметь надежную смазку.

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей.

Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла, и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимости от контактных напряжений и окружной скорости колес.

Выбираем масло И-Г-А-68 ГОСТ 20799–88.

И – индустриальное,

Г – для гидравлических систем,

А – масло без присадок,

68 – класс кинематической вязкости.

Подшипники смазываются тем же маслом, стекающим со стенок корпуса редуктора.

Объем масла V=5 литров.

Список литературы

1. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Детали машин. М.: «Высш. школа», 1975.

2. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. Конструирование узлов и деталей машин. М.: Издательский центр «Академия», 2007.

3. Д.Н. Решетов – Детали машин. Атлас конструкций.

М.: «Машиностроение», 1970.

4. Д.Н. Решетов – Детали машин. М.: «Машиностроение», 1989.