Проектирование и расчет привода цепного транспортера

 

Соединение быстроходный вал – упругая муфта

 

Диаметр вала: d = 18 мм

Передаваемый  момент: T = 5,25 Н·м

В соединении используем призматическую шпонку. Определим размеры шпонки

Сечение шпонки: b = 6 мм; h = 6 мм

Фаска шпонки: s = 0,25…0,4 мм

Глубина паза вала: t₁ = 3,5 мм; ступицы – t₂ = 2,8 мм

Глубина врезания шпонки: k = h - t₁ = 2,5 мм

Соединение  неподвижное, вал стальной, полумуфта стальная,  поэтому допускаемое напряжение смятия [σ]_см =180 МПа

 

Рабочая длина шпонки:

 

Длина шпонки: l ≥ l_раб + b = 2,9+6= 8,9 мм

 

Из стандартного ряда выберем  длину l = 28 мм

 

Соединение тихоходный вал – звездочка

 

Диаметр вала: d = 30 мм

 

Передаваемый момент: T = 177 Н·м

 

В соединении используем призматическую шпонку. Определим размеры шпонки

 

Сечение шпонки: b = 8 мм; h = 7 мм

 

Фаска шпонки s = 0,4…0,6 мм

 

Глубина паза вала t₁ = 4 мм; ступицы – t₂ = 3,3 мм

 

Глубина врезания шпонки k = h - t₁ = 3 мм

 

Соединение  неподвижное, вал стальной, звездочка стальная,  поэтому допускаемое напряжение смятия [σ]_см =180 МПа

 

Рабочая длина шпонки:

 

Длина шпонки: l ≥ l_раб + b = 48 + 8 = 56 мм

 

Из стандартного ряда выберем  длину l = 56 мм

 

Соединение тихоходный вал – колесо

 

Диаметр вала: d = 45 мм

 

Передаваемый момент: T = 177 Н·м

 

В соединении используем призматическую шпонку. Определим размеры шпонки

 

Сечение шпонки: b = 14 мм; h = 9 мм

 
Фаска у шпонки s = 0,4…0,6 мм

 

Глубина паза вала t₁ = 5,5 мм; ступицы - t₂ = 3,8 мм

 

Глубина врезания шпонки k = h- t₁ = 4,5мм

 

Соединение  неподвижное, вал стальной, колесо чугунное,  поэтому допускаемое напряжение смятия [σ]_см =180 МПа

 

Рабочая длина шпонки:

 

Длина шпонки: l ≥ l_раб + b = 21,4 +14 = 35,4 мм

 

Из стандартного ряда выберем  длину l = 45 мм

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3. Проектирование приводного вала [1]

 

При проектировании приводного вала диаметральные размеры  были выбраны, исходя из геометрических соображений при соединении его  с тихоходным. Приводной вал обладает большими линейными размерами и соответственно испытывает большие прогибы, чем остальные валы, поэтому в качестве подшипников были выбраны шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники, которые допускают угловые смещения до 7мм/100мм

В связи с  относительно большой длиной вала и  значительными погрешностями сборки вал фиксируют от осевых смещений в одной опоре. Поэтому наружное кольцо одного подшипника должно иметь  свободу смещения вдоль оси, для  чего по обоим сторонам его торца оставляют зазоры 3…4 мм

В роли опор для подшипников взяты стандартные  опоры и крышки в соответствии с ГОСТ13218-80 и ГОСТ13218-81. Т.к. редуктор расположен справа от приводного вала, то правая опора – фиксирующая, левая – плавающая

 

3.1. Расчет подшипников

 

Определение радиальной нагрузки

 

_{Радиальная  нагрузка на валу цепного конвейера}

 

 

 

 

 

 

 

Определение консольной нагрузки

 

_{Консольная  нагрузка на валу цепного конвейера}

 

 

 

Определение реакции в опорах в вертикальной плоскости

 

 

Определение полной нагрузки

 

 

 

Определение полной эквивалентной нагрузки

 

Для II режима нагружения полная эквивалентная нагрузка равна

 

 

 

 

 

Определение расчетного ресурса шарикового радиального сферического двухрядного подшипника

 

1209 (

 

Частота вращения вала

 

Условия эксплуатации обычные

 

Требуемая надежность 90% ()

 

Требуемый ресурс

 

Т.к. в расчетной  схеме отсутствует осевая нагрузка, то X=1, Y=0 для двух опор

 

Определение эквивалентной  динамической радиальной нагрузки

 

 

 

 

 

Следовательно, наиболее нагруженным является подшипник 1. По нему будет определяться ресурс

 

Определение скорректированного расчетного ресурса в часах

 

 

 

 

Проверяем справедливость условия

 

;

 

Т.к. расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие , то подшипник 1209 – пригоден

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.2. Расчет вала на статическую прочность

 

Проверку  статической прочности выполняют  в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных  перегрузок (например при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывания предохранительного устройства).

Внешние силовые  факторы, необходимые для расчета, взяты из расчета подшипников.

 

Минимально  допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести принято [] = 2. Коэффициент перегрузки для электродвигателя:

 

Материалом  для приводного вала была выбрана  сталь 45 термически улучшенная. В таблице 3.1 приведены ее свойства

 

Таблица 3.1

Механические характеристики, МПа					Коэффициент
900	650	390	410	230	0,10

 

Определение внутренних силовых  факторов

 

Из рассмотрения эпюр внутренних силовых факторов и  конструкции узла следует, что опасными являются сечения:

 

I – I – место установки тяговой звездочки на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами; концентратор напряжений – шпоночный паз

 

II – II – место установки левого по рисунку подшипника на вал: сечение нагружено изгибающим и крутящими моментами; концентратор напряжений – посадка с натягом внутреннего кольца подшипника на вал

 

III – III – место муфты на вал: сечение нагружено крутящим моментом, концентратор напряжений – шпоночный паз

 

Определение силовых факторов для опасных сечений

 

Сечение I-I

Изгибающие  моменты

М₁ = 285 Н·м

Крутящий  момент М_1К = 350 Н·м

Сечение II-II

Изгибающий  момент М₂ = 65 Н·м

Крутящий  момент М_2К = 350 Н·м

Сечение III-III

Крутящий  момент М_3К = 350 Н·м

 

Определение геометрических характеристик опасных сечений вала

 

Сечение I-I

 

_{d = 58 мм; шпонка: b = 16 мм; h = 10 мм}

 

 

 

 

 

Сечение II-II

 

 

 

 

 

Сечение III-III

 

_{d = 40 мм; шпонка: b = 12 мм; h = 8 мм}

 

 

 

Расчет вала на статическую  прочность

 

Сечение I-I

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

Сечение II-II

 

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности

 

 

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

Сечение III-III

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

 

 

Статическая прочность  вала обеспечена во всех опасных сечениях: S_T >[S_Т]=2

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.3. Расчет  шпоночных соединений

Для передачи вращающего момента чаще всего применяют  призматические шпонки. Призматические шпонки имеют прямоугольное сечение; концы скругленные или плоские. Материал шпонок сталь 45. Размеры поперечного сечения и длину шпонки выбираем в зависимости от диаметра вала по табл. 24.29 [1, стр. 476]. Допускаемые напряжения смятия [σ]_см принимаем по табл. 20 [4, Т1, стр. 75]

 

Соединение приводной вал – муфта

 

Диаметр вала: d = 40 мм

 

Передаваемый момент: T = 350 Н·м

 

В соединении используем призматическую шпонку. Определим размеры шпонки

 

Сечение шпонки: b = 12 мм; h = 8 мм

 

Фаска шпонки s = 0,4…0,6 мм

 

Глубина паза вала t₁ = 5 мм; ступицы – t₂ = 3,3 мм

 

Глубина врезания шпонки k = h - t₁ = 3 мм

 

Соединение  неподвижное, вал стальной, звездочка стальная,  поэтому допускаемое напряжение смятия [σ]_см =180 МПа

 

Рабочая длина шпонки:

 

Длина шпонки: l ≥ l_раб + b = 87,1 + 12 = 99,1 мм

 

Из стандартного ряда выберем  длину l = 100 мм

 

Соединение приводной вал – тяговая звездочка

 

Диаметр вала: d = 58 мм

 

Передаваемый момент: T = 350 Н·м

 

В соединении используем призматическую шпонку. Определим размеры шпонки

 

Сечение шпонки: b = 16 мм; h = 10 мм

 
Фаска у шпонки s = 0,4…0,6 мм

 

Глубина паза вала t₁ = 6 мм; ступицы - t₂ = 4,3 мм

 

Глубина врезания шпонки k = h- t₁ = 4 мм

 

Соединение  неподвижное, вал стальной, звездочка стальная,  поэтому допускаемое напряжение смятия [σ]_см =180 МПа

 

Рабочая длина шпонки:

 

Длина шпонки: l ≥ l_раб + b = 36,9 +16 = 52,9 мм

 

Из стандартного ряда выберем  длину l = 80 мм

 Расчет разрушающегося элемента  предохранительной муфты.

Муфты этого типа отличает компактность и  высокая точность срабатывания. Их применяют в тех случаях, когда  по ходу работы машины перегрузки могут  возникнуть лишь случайно. В качестве разрушающегося элемента обычно используют штифты, выполняемые из стали 45. В  момент срабатывания (при перегрузке) штифт разрушается и предохранительная муфта разъединяет кинематическую цепь.

Максимальный  момент на муфте:

_{Необходимый диаметр среза штифта:}

 

_{Диаметр штифта примем dшт = 8 мм, канавка будет концентратором напряжений.}

 

4. Выбор смазочных материалов [1]

 

4.1. Смазывание передач

 

Для смазывания передач широко применяют картерную  систему. При применении картерной системы смазывания 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. Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес от 0,3 до 12,5 м/с

 

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин

 

 

 

– окружная скорость быстроходной ступени

 

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 определяют в зависимости  от контактного напряжения и окружной скорости колес.

 

При контактных напряжениях 200…250 МПа для червячной передачи и при окружных скоростях свыше 5 м/с вязкость равна 18

 

Выбирают  марку масла в зависимости  от вязкости – И-Т-С-320 по ГОСТ 20799-88

 

Допустимые  уровни погружения червячного редуктора принимают

 

 

 

4.2. Смазывание подшипников

 

При картерном  смазывании передач подшипники смазывают брызгами масла. Брызгами масла будут покрыты все детали передач и внутренние поверхности стенок корпуса. Стекающее с колес, валов и со стенок корпуса масло попадает в подшипники

 

Во избежание  попадания в подшипник продуктов  износа передач, а также излишнего  полива маслом подшипники защищают маслоотражателями

 

Смазывание  подшипников приводного вала осуществляем закладыванием пластичной смазки Литол-24 ГОСТ 21150-79

 

 

Заключение

В результате выполнения курсового проекта разработан и спроектирован привод цепного транспортера. Выполнена конструкторская документация привода:

 

- сборочный  чертеж редуктора 

 

- рабочие чертежи деталей редуктора

 

- сборочный  чертёж приводного вала цепного транспортера

 

- чертёж общего вида привода цепного транспортера

 

- пояснительная записка и спецификации

 

Основные  параметры привода

 

- двигатель трехфазный асинхронный АИР80А2 ТУ 16-525.564-84 мощностью 1,5 кВт; асинхронная частота вращения 2850 мин^-1

 

- основное преобразование движения осуществляется редуктором; передаточное число

  U_ред = 40

 

- вращающий момент с выходного вала редуктора на приводной вал передаёт звездочка

 

Список литературы

 

1. Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для студентов высших учебных заведений / П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 12-е издание. - М: Изд-во «Академия», 2009 г