Пластинчатый конвейер. шокиров. Техническое задание 18

• Название: Техническое задание 18
• Анкор: Пластинчатый конвейер
• Дата: 25.02.2022
• Размер: 1.6 Mb.
• Имя файла: шокиров.docx
• Тип: Техническое задание; #373670
• страница: 2 из 3

Определение передаточного числа привода и его ступеней

Частота вращения звездочки

n_рм = 6·10⁴v/zp = 6·10⁴·0,45/9·100 = 30 об/мин

Общее передаточное число привода

u = n₁/n_рм

где n₁ – частота вращения вала электродвигателя.

Рекомендуемые значения передаточных чисел [1c.43]:

- для зубчатой передачи 2÷6,3

- для открытой конической 3÷7.

Принимаем для зубчатой передачи u₁=6,3, тогда для открытой передачи

u₂ = u/u₁ = u/6,3

Таблица 2.2

Передаточное число

Передаточное число	Варианты
	1	2	3	4
Привода	96,67	48,5	32,33	24,33
Редуктора	6,3	6,3	6,3	6,3
Открытой передачи	15,34	7,7	5,13	3,86

В вариантах 1 и 2 передаточное число открытой передачи выходит за рекомендуемые границы. Окончательно делаем выбор в пользу варианта 3, так как электродвигатель с числом оборотов 750 имеет большие габариты и применять их без особой необходимости нежелательно.

Выбираем асинхронный электродвигатель 4А132S6 [1c.384]:

мощность - 7,5 кВт

синхронная частота – 1000 об/мин,

рабочая частота 970 об/мин.

2.3 Определение силовых и кинематических параметров привода

Числа оборотов валов и угловые скорости:

n₁ = n_дв = 970 об/мин ₁ = 970π/30 =101,6 рад/с

n₂ = n₁/u₁ = 970/6,3 =154 об/мин ₂=154π/30 = 16,1 рад/с

n₃ = n₂/u₂ =154/5,13 = 30 об/мин ₃= 30π/30 = 3,14 рад/с

Фактическое значение скорости вращения рабочего вала

v = zpn₃/6·10⁴ = 9·100·30/6·10⁴ = 0,45 м/с

Отклонение фактического значения от заданного

δ = 0 < 4%

Мощности передаваемые валами:

P₁ = P_трη_мη_пк = 5,81·0,98·0,995 = 5,66 кВт

P₂ = P₁η_цил.пη_пк²/2 = 5,66·0,97·0,995²/2 = 2,72 кВт

P₃ = P₂η_цеп.пη_пс = 2,72·0,93·0,99 = 2,50 кВт

Крутящие моменты:

Т₁ = P₁/₁ = 5660/101,6 = 55,7 Н·м

Т₂ = 2720/16,1 =168,9 Н·м

Т₃ = 2500/3,14 = 796,2 Н·м

Результаты расчетов сводим в таблицу

Вал	Число оборо­тов об/мин	Угловая ско­рость рад/сек	Мощность кВт	Крутящий момент Н·м
Вал электродвигателя	970	101,6	5,810	57,2
Ведущий вал редуктора	970	101,6	5,660	55,7
Ведомый вал редуктора	154	16,1	2,72	168,9
Рабочий вал	30	3,14	2,50	796,2

3 Выбор материалов зубчатых передач и определение допускаемых напряжений

Принимаем, согласно рекомендациям [1c.52], сталь 45:

шестерня: термообработка – улучшение – НВ235÷262 [1c.53],

колесо: термообработка – нормализация – НВ179÷207.

Средняя твердость зубьев:

НВ_1ср = (235+262)/2 = 248

НВ_2ср = (179+207)/2 = 193

Допускаемые контактные напряжения:

[σ]_H = K_HL[σ]_H0,

где K_HL – коэффициент долговечности

K_HL = (N_H0/N)^1/6,

где N_H0 = 1·10⁷ [1c.55],

N = 573ωL_h = 573·16,1·18,0·10³ = 16,6·10⁷.

Так как N > N_H0, то К_HL = 1.

[σ]_H1 = 1,8HB+67 = 1,8·248+67 = 513 МПа.

[σ]_H2 = 1,8HB+67 = 1,8·193+67 = 414 МПа.

[σ]_H = 0,45([σ]_H1 +[σ]_H2) = 0,45(513+414) = 417 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба:

[σ]_F = K_FL[σ]_F0,

где K_FL – коэффициент долговечности

Так как N > N_F0 = 4·10⁶, то К_FL = 1.

[σ]_F01 = 1,03HB₁ = 1,03·248 = 255 МПа.

[σ]_F02 = 1,03HB₂ = 1,03·193 = 199 МПа.

[σ]_F1 = 1·255 = 255 МПа.

[σ]_F2 = 1·199 = 199 МПа.
Таблица 3.1

Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред	Термоо-бработка	НВср	σв	σ-1	[σ]Н	[σ]F
		Sпред			Н/мм2
Шестерня	45	125/80	Улучш.	248	600	260	513	255
Колесо	45	-	Норм-ия	193	780	335	414	199

4 Расчет закрытой цилиндрической передачи

Межосевое расстояние

,

где К_а = 43,0 – для косозубых передач [1c.58],

ψ_ba = 0,40 – коэффициент ширины колеса,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся колес.

а_w = 43,0(6,3+1)[168,9·10³·1,0/(417²·6,3²·0,40)]^1/3 = 124 мм

принимаем согласно ГОСТ 2185-66 [2 c.52] а_w = 125 мм.

Модуль зацепления

m > 2K_mT₂/(d₂b₂[σ]_F),

где K_m = 5,8 – для косозубых колес,

d₂ – делительный диаметр колеса,

d₂ = 2a_wu/(u+1) = 2·125·6,3/(6,3 +1) = 216 мм,

b₂ – ширина колеса

b₂ = ψ_baa_w = 0,40·125 = 50 мм.

m > 2·5,8·168,9·10³/216·50·199 = 0,9 мм,

принимаем по ГОСТ 9563-60 m = 2,0 мм.

Основные геометрические размеры передачи

Суммарное число зубьев:

z_c = 2a_wcosβ/m

β = 10° – угол наклона зубьев

z_c = 2·125cos10°/2,0 = 123

Число зубьев шестерни:

z₁ = z_c/(u+1) = 123/(6,3 +1) = 17

Число зубьев колеса:

z₂ = z_c–z₁ = 123 – 17 =106;

уточняем передаточное отношение:

u = z₂/z₁ =106/17 = 6,24,

Отклонение фактического значения от номинального

Δ = (6,3 – 6,24)100/6,3 = 0,95%

Действительное значение угла наклона:

cos = z_cm/2a_W = 1232/2125 = 0,9840   =10,26°.

Фактическое межосевое расстояние:

a_w = (z₁+z₂)m/2cosβ = (106+17)·2,0/2cos10,26° = 125 мм.

делительные диаметры

d₁ = mz₁/cosβ = 2,0·17/0,984 = 34,55 мм,

d₂ = 2,0·106/0,984 = 215,45 мм,

диаметры выступов

d_a1 = d₁+2m = 34,55+2·2,0 = 38,55 мм

d_a2 = 215,45+2·2,0 = 219,45 мм

диаметры впадин

d_f1 = d₁ – 2,4m = 34,55 – 2,5·2,0 = 29,55 мм

d_f2 = 215,45 – 2,5·2,0 = 210,45 мм

ширина колеса

b₂ = _baa_w = 0,40·125 = 50 мм

ширина шестерни

b₁ = b₂ + (3÷5) = 50+(3÷5) = 54 мм

Окружная скорость

v = ω₂d₂/2000 = 16,1·215,45/2000 = 1,7 м/с

Принимаем 8-ую степень точности.

Силы действующие в зацеплении

- окружная на шестерне и колесе

F_t = 2T₁/2d₁ = 2·55,7·10³/2∙34,55 =1612 H

- радиальная

F_r = F_ttg/cosβ =1612tg20º/0,984 = 596 H
- осевая сила:

F_a = F_ttg =1612tg10,26° = 292 Н.

Расчетное контактное напряжение

,

где К = 376 – для косозубых колес [1c.61],

К_Нα = 1,09 – для косозубых колес,

К_Нβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев,

К_Нv = 1,02 – коэффициент динамической нагрузки [1c.62].

σ_H = 376[1612(6,24+1)1,09·1,0·1,02/(215,45·50)]^1/2 = 413 МПа.

Недогрузка (417 – 413)100/417 = 1,0% допустимо 10%.
Расчетные напряжения изгиба

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/(mb₂),

где Y_F2 – коэффициент формы зуба,

Y_β = 1 – β/140 = 1 – 10,26/140 = 0,926,

K_Fα = 0,91 – для косозубых колес,

K_Fβ = 1 – для прирабатывающихся зубьев

K_Fv = 1,06 – коэффициент динамической нагрузки [1c.64].

Коэффициент формы зуба:

при z₁ = 17 → z_v1 = z₁/(cosβ)³ = 17/0,984³ = 17,8 → Y_F1 = 4,22,

при z₂ =106 → z_v2 = z₂/(cosβ)³ =106/0,984³ = 111 → Y_F2 = 3,61.

σ_F2 = 3,61·0,926·1612·0,91·1,0·1,06/2,0·50 = 52,0 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = σ_F2Y_F1/Y_F2 = 52,0·4,22/3,61 = 60,8 МПа < [σ]_F1.

Так как расчетные напряжения σ_H < 1,05[σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.




5 Расчет открытой конической передачи

Выбор материалов передачи

Принимаем те же материалы, что и в закрытой передаче.

Внешний делительный диаметр колеса

,

где K_Hβ = 1,0 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца для прямозубых колес

= 1,0 – коэффициент вида конических колес (колеса прямозубые)

d_e2 = 165[(796,210³1,05,13)/(1,0·417² )]^1/3= 472 мм

Принимаем по ГОСТ 6636–69 d_e2 = 480 мм [1c.312]

Углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 5,13  ₁ = 11,03°,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 11,03° = 78,97^o.

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b

R_e = d_e2/(2sinδ₂) = 480/(2sin78,97°) =244 мм,

b = _bRR_e

где _bR = 0,285 – коэффициент ширины колеса

b = 0,285244 = 70 мм

Внешний окружной модуль

m_e = 14T₂K_Fβ /( _Fd_e2b[σ]_F

где _F = 0,85 – для колес с прямыми зубьями,

К_Fβ = 1,0 – для колес с прямыми зубьями

m_e = 14·796,2·10³·1,0/(0,85·480·70·199) = 1,96 мм.

В открытых конических передачах из-за повышенного изнашивания зубьев рекомендуется увеличить модуль на 30%. Исходя из этого принимаем m_e = 2,50 мм.
Число зубьев колеса и шестерни

z₂ = d_e2/m_e = 480/2,50 = 192

z₁ = z₂/u₁ = 192/5,13 = 37

Фактическое передаточное число конической передачи

u₁ = z₂/z₁ = 192/37 = 5,19

отклонение (5,19 – 5,13)100/5,13 = 1,2%

Действительные углы делительных конусов

сtg₁ = u₁ = 5,19  ₁ = 10,91°,

₂ = 90^o – ₁ = 90^o – 10,91° = 79,09^o.

По таблице 4.6 [1c.71] находим коэффициент смещения для шестерни и колеса х_е1 = 0,29; х_е2 = -0,29

Диаметры шестерни и колеса

d_e1 = m_ez₁ = 2,50·37 = 92,5 мм

Диаметры вершин зубьев

d_ae1 = d_e1+ 2(1+x_е1)m_ecos δ₁ = 92,5 +2(1+0,29)2,50·cos10,91° = 98,83 мм

d_ae2 = d_e2 + 2(1–x_е2)m_ecos δ₂ = 480+2(1+0,29)2,50·cos79,09° =481,22 мм

Диаметры впадин зубьев

d_fe1 = d_e1–2(1,2–x_е1)m_ecos δ₁ = 92,5–2(1,2–0,29)2,50cos10,91°= 88,03 мм

d_fe2 = d_e2 – 2(1,2+x_е2)m_ecos δ₂ = 480–2(1,2–0,29)2,50cos79,09° =479,14 мм

Средние делительные диаметры

d₁ ≈ 0,857d_e1 = 0,857·92,5 = 79,27 мм

d₂ ≈ 0,857d_e2 = 0,857·480 = 411,36 мм

Силы действующие в зацеплении:

окружная

F_t3 = F_t4 = 2T₃/d₂ = 2796,210³/411,36 = 3871 Н

радиальная для шестерни, осевая для колеса

F_r3 = F_a4 = 0,36F_tcosδ₁ = 0.36·3871cos10,91° = 1368 H

осевая для шестерни, радиальная для колеса

F_a3= F_r4 = 0,36F_tsinδ₁ = 0,36·3871·sin10,91° = 264 H
Средняя окружная скорость.

V = ω₂d₁/210³ = 16,1·79,27/210³ = 0,64 м/с.

Принимаем 7 – ую степень точности.
Расчетное контактное напряжение



где К_Н – коэффициент нагрузки

K_H = K_HαK_HβK_Hv =1,01,04·1,0 =1,04

K_Hα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Hβ = 1,0–коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца [1c.65]

K_Hv = 1,04 – динамический коэффициент [1c62]

σ_Н = 470{38711,04[(5,19²+1)]^1/2/(1,0·70480)}^1/2 = 374 МПа

Недогрузка (417 – 374)100/417=10,3 %

Допускаемая недогрузка 15%,

Проверяем напряжения изгиба зубьев шестерни и колеса

σ_F2 = Y_F2Y_βF_tK_FαK_FβK_Fv/( _Fbm_e)

σ_F1 =σ_F2Y_F1/Y_F2

где Y_F – коэффициент формы зуба, зависящий от эквивалентного числа зубьев

z_v= z/cos

z_v1 = 37/cos10,91° = 37,7 → Y_F1 = 3,54

z_v2 = 192/cos79,09° =1014 → Y_F2 = 3,63

Y_β = 1 – коэффициент учитывающий наклон зуба

K_Fα = 1,0 – коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями [1c.69]

K_Fβ = 1,0 – для прирабатывающихся зубьев

К_Fv = 1,07 – коэффициент динамичности [1c62]

σ_F2 = 3,63·1,0·3871·1,0·1,0·1,07/(1,0·70·2,50) = 86 МПа < [σ]_F2

σ_F1 = 86·3,54/3,63 = 83 МПа < [σ]_F1

Так как расчетные напряжения 0,9[σ]_H < σ_H < 1,05[σ_H] и σ_F < [σ]_F, то можно утверждать, что данная передача выдержит передаваемую нагрузку и будет стабильно работать в нормальных условиях весь срок службы.

Нагрузки валов редуктора

Силы действующие в зацеплении цилиндрической косозубой передачи

окружная

F_t =1612 Н

радиальная

F_r = 596 H

осевая

F_a = 292 H

Консольная сила от муфты действующая на быстроходный вал

F_м = 100·Т₁^1/2 = 100·55,7^1/2 = 746 Н

Консольная силы действующие на тихоходный вал

окружная

F_t3 = 3871 Н

радиальная

F_r3 =1368 H

осевая

F_a3 = 264 H


Рис. 6.1 – Схема нагружения валов цилиндрического редуктора

Разработка чертежа общего вида редуктора.
Материал быстроходного вала – сталь 45,

термообработка – улучшение: σ_в = 780 МПа;

Допускаемое напряжение на кручение [τ]_к = 10÷20 МПа

Диаметр быстроходного вала



где Т – передаваемый момент;

d₁ = (16·57,2·10³/π10)^1/3 = 31 мм

Ведущий вал редуктора соединяется с помощью стандартной муфты с валом электродвигателя диаметром d_дв= 38 мм,

d₁ = (0,81,2)d_дв = (0,81,2)38 = 3046 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 30 мм;

длина выходного конца:

l₁ = (1,01,5)d₁ = (1,01,5)30 = 3045 мм,

принимаем l₁ = 40 мм.

Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 30+22,2 = 34,4 мм,

где t = 2,2 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 35 мм:

длина вала под уплотнением:

l₂  1,5d₂ =1,535 = 52 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 35 мм.

Вал выполнен заодно с шестерней

Диаметр выходного конца тихоходного вала:

d₁ = (16·168,9·10³/π15)^1/3 = 38 мм

принимаем диаметр выходного конца d₁ = 40 мм;
Диаметр вала под уплотнением:

d₂ = d₁+2t = 40+22,8 = 45,6 мм,

где t = 2,8 мм – высота буртика;

принимаем d₂ = 45 мм.

Длина вала под уплотнением:

l₂  1,25d₂ =1,2545 = 56 мм.

Диаметр вала под подшипник:

d₄ = d₂ = 45 мм.

Диаметр вала под колесом:

d₃ = d₂ + 3,2r = 45+3,22,5 = 53,0 мм,

принимаем d₃ = 55 мм.
Выбор подшипников

Предварительно назначаем радиальные шарикоподшипники легкой серии №207 для быстроходного вала и средней серии №309 для тихоходного вала.

Условное обозначение подшипника	d мм	D мм	B Мм	С кН	С0 кН
№207	35	72	17	25,5	13,7
№309	45	100	25	52,7	30,0

Расчетная схема валов редуктора и проверочный расчет подшипников

Схема нагружения быстроходного вала

Силы F_t и F_r в двухпоточном редукторе попарно направлены в противоположенные стороны и взаимно компенсируются и поэтому не учитываются

Рис. 8.1 Расчетная схема ведущего вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A = 108B_X – 195F_м = 0

Отсюда находим реакцию опоры В в плоскости XOZ

B_X = (195·746)/108 =1347 H

Реакция опоры А в плоскости XOZ

A_X = B_X – F_M =1347– 746 = 601 H

Изгибающие моменты в плоскости XOZ

M_X1 = 601·54 = 32,5 Н·м

M_X2 = 746·87 = 64,9 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры А

m_A =108B_Y + F_a1d₁/2 + F_a1d₁/2 = 0

Отсюда находим реакцию опор A и В в плоскости YOZ

A_Y =B_Y = (2∙292·34,55/2)/108 = 93 H

Изгибающие моменты в плоскости YOZ

M_Y = 93·54 = 5,0 Н·м

Суммарные реакции опор:

А = (А_Х² + А_Y²)^0,5 = (601² + 93²)^0,5 = 608 H

B= (B_Х² + B_Y²)^0,5 = (1347² + 93²)^0,5 = 1350 H

Схема нагружения тихоходного вала

Рис. 8.2 Расчетная схема ведомого вала.

Горизонтальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 81F_t3 – 58F_t2 –116D_X = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в горизонтальной плоскости

D_X = (81·3871 – 58·1612)/116 = 1897 H

Реакция опоры C в горизонтальной плоскости

C_X = D_X + F_t3+F_t2 = 1897+3871+1612 = 7380 H

Изгибающие моменты в горизонтальной плоскости

M_X1 =3871·81 = 313,6 Н·м

M_X2 =1897·58 =110,0 Н·м

Вертикальная плоскость. Сумма моментов сил и реакций опор относительно опоры С

m_С = 81F_r3 – 58F_r2 –116D_Y – F_a3d₃/2 + F_a2d₂/2 = 0

Отсюда находим реакцию опоры D в вертикальной плоскости

D_Y = (81·1368– 58·596 – 264·79,27/2 + 292·215,45/2)/116 = 838 H

Реакция опоры C в вертикальной плоскости

C_Y =1368 + 596 + 838 = 2802 H

Изгибающие моменты в вертикальной плоскости

M_Y1 =1368·81 =110,8 Н·м

M_Y2 =1368·139 – 2802·58 – 264·79,27/2 = 17,2 Н·м

M_Y3 = 838·58 = 48,6 Н·м

M_Y4 = 838·197 + 596·139 – 2808·81 – 292·215,45/2 = -11,0 Н·м

Суммарные реакции опор:

C = (7380² +2802²)^0,5 = 7894 H

D = (1897² + 838²)^0,5 = 2074 H

Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный вал

Эквивалентная нагрузка

P = (XVF_r + YF_a)K_бК_Т

где Х – коэффициент радиальной нагрузки;

V = 1 – вращается внутреннее кольцо;

F_r – радиальная нагрузка;

Y – коэффициент осевой нагрузки;

K_б =1,2– коэффициент безопасности;

К_Т = 1 – температурный коэффициент.

Отношение F_a/C_o = 292/13,710³ = 0,021  е = 0,21 [1c. 143]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник В.

Отношение F_a/В = 292/1352 = 0,22 >e, следовательно Х=0,56; Y= 2,15

Р = (0,56·1·1352 +2,15∙292)1,2·1 = 1662 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 1662(573·101,6·18000/10⁶)^1/3 =16880 Н < C = 25,5 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(25,510³ /1662)³/60970 = 62059 часов,

больше ресурса работы привода, равного 18000 часов.

9.2 Тихоходный вал

Суммарная осевая нагрузка

F_a = F_a3 – F_a2 = 292 – 264 = 28 H

Отношение F_a/C_o = 28/30,010³ = 0,001  е = 0,17 [1c. 131]

Проверяем наиболее нагруженный подшипник C.

Отношение F_a/C = 28/7894= 0,004 < e, следовательно Х=1,0; Y= 0

Эквивалентная нагрузка

Р = (1,0·1·7894+ 0)1,2·1 = 9473 Н

Требуемая грузоподъемность подшипника

С_тр = Р(573ωL/10⁶)^1/m,

где m = 3,0 – для шариковых подшипников

С_тр = 9473(573·16,1·18000·10⁶)^1/3 = 52067 Н > C = 52,7 кН

Расчетная долговечность подшипников

= 10⁶(52,710³ /9473)³/60154 = 18634 часов,

больше ресурса работы привода, равного 18000 часов.