Конструирование приводов конвейеров

На первом листе пояснительной записки располагается задание на курсовое проектирование – расчетная схема и задание на выполнение расчетов и чертежей с исходными данными, заверенная подписью руководителя проекта. В нижней части листа располагается основная надпись – «угловой штамп» размерами 185х40 мм. Все последующие листы должны иметь «штамп» размерами 185х15 мм. На втором листе размещается оглавление с указанием разделов и номеров листов.

Далее располагается введение, в котором описывается назначение привода, описание привода и его составляющих элементов, затем следует расчетная часть, в которой излагаются все расчеты, произведенные в ходе выполнения курсового проекта. Все формулы и их составляющие должны иметь размерность.

На последнем листе приводится перечень использованных источников с указанием автора, полного наименования учебника, места издания, названия издательства, года издания и количества страниц. Например: Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. – М.: Высш. шк., 1985.

–416 с.

Вкачестве исключения разрешается в конце пояснительной записки размещать спецификации на чертежи общего вида и сборочные чертежи.

Пояснительная записка выполняется в рукописном варианте пастой черного или синего цвета. Разрешается выполнение пояснительной записки в машинописном виде (по согласованию с ведущим преподавателем).

51

ПРИЛОЖЕНИЕ А

Пример расчета привода ленточного конвейера

Спроектировать привод ленточного конвейера.

D Ж

Ft, V

Г

3

В

2

Б

А

6

Е

5 Д 4

1

А– электродвигатель; Б – клиноременная передача; В – цилиндрический 1-ступенчатый редуктор; Г – открытая зубчатая передача; Д – цепная передача; Е – муфта упругая;

Ж– приводной барабан ленточного конвейера.

Рисунок А.1 – Схема привода ленточного конвейера.

Тяговое усилие на барабане Ft =1,5 кН, скорость ленты конвейера V = 1 м/с, диаметр барабана D = 0,8 м. Работа односменная.

А.1 Кинематический расчет привода А.1.1 Подбор электродвигателя:

Во избежание путаницы в начале расчета произведем нумерацию валов, начиная с вала электродвигателя. При рассмотрении отдельных передач индекс 1 относится, как правило, к ведущему звену, индекс 2 – к ведомому.

Расчет требуемой мощности двигателя начинаем с определения мощности на приводном барабане конвейера

Рб = Р6 = Ft·V = 1500 Вт = 1,5 кВт.

Требуемая мощность двигателя равна

Рэд = Р1 = ηРб = 1,86 кВт,

пр

где КПД привода равен ηпр = ηм ·ηпк3· ηцп· ηзп · ηред · ηрп ≈ 0,81. По таблице 1.1 принимаем:

ηм = 0,98 – КПД муфты; ηпк = 0,99 – КПД опор (одна пара подшипников качения);

ηцп = 0,94 – КПД цепной передачи; ηзп = 0,97 – КПД открытой зубчатой передачи;

52

ηред = 0,97 – КПД редуктора (одна зубчатая передача); ηрп = 0,95 – КПД ременной передачи.

Для определения требуемой частоты вращения двигателя необходимо определить частоту вращения приводного барабана

n	б	=	60	V	= 23,9 мин–1,
			π	Dб

Требуемая частота вращения двигателя

nдв= n1 = nб · uпр= 1355 мин–1,

где uпр = uцп· uзп· uред· uрп = 56,7, предварительные значения передаточных чисел подбираются по табл.1.1, кроме uред, поскольку редуктор является стандартным изделием и значение его передаточного числа выбирается из ряда фактических чисел табл. 1.2.

По таблице 1.3 выбираем электродвигатель 4А90L4/1425 (4А – единая серия, 90 – высота оси вала двигателя относительно основания, L – конструктивное исполнение, 4 – число пар полюсов, 1425 – частота вращения вала двигателя), мощность двигателя – 2,2 кВт.

А.1.2 Определение фактических передаточных чисел:

Фактическое передаточное число привода равно

uпр.ф = nдв = 59,62. nб

Производим уточнение передаточных чисел путем подгонки передаточных чисел таким образом, чтобы произведение этих чисел равно 59,62. В результате принимаем:

uцп = 2,1 – передаточное число цепной передачи;

uзп = 3,0 – передаточное число открытой зубчатой передачи; uред = 3,15 – передаточное число редуктора;

uрп = 3,0 – передаточное число клиноременной передачи.

значений uпр.ф было

А.1.3 Расчет частот вращений, угловых скоростей и вращающих моментов для всех валов привода (рисунок А.1).

На кинематической схеме привода произведем нумерацию всех валов привода, начиная с вала электродвигателя.

Частоты вращения и угловые скорости валов определяются с первого вала, т.е. вала двигателя

	n1 = nдв = 1425 мин–1;			ω1	=	π n1	= 149,23 с–1;
						30
		n1
	n2 =		= 475 мин–1;	ω2 = 49,74 с–1;
		uрп

53

n3

=

n2

= 150,79 мин–1;

ω3 = 15,79 с–1;

uред

n4

=

n3

= 50,26 мин–1;

ω4 = 5,26 с–1;

n

зп

n4

n5

= n6 =

= 23,94 мин–1;

ω5 =

ω6 = 2,5 с–1.

u

цп

Вращающие моменты на валах определяются, начиная от нагрузки, т.е. от

вала приводного барабана:

Тб = Т6 = Ft

Dб

= 600 Н·м;

T5 =

T6

= 618,43 Н·м;

2

ηм ηпк

T5

T4

=

= 316,45 Н·м;

T3 =

T4

= 109,84 Н·м;

u

η

цп

η

пк

u

η

зп

η

цп

зп

пк

T3

Т2

T2

=

= 35,95 Н·м;

T1 = Тдв =

=12,61 Н·м.

uред ηред

uрп ηрп

Валы

1

2

3

4

5

6

Т, Н·м

12,61

35,59

108,84

316,45

618,43

600

n, мин–1

1425

475

150,79

50,26

23,94

23,94

А.2 Подбор редуктора

Редуктор подбирается по каталогу [1]. Исходные данные для подбора редуктора: u = 3,15; Т3 = Ттх = 109,85 Н·м; п2= пбх= 475 мин–1; режим работы Н

– непрерывный (конвейеры работают практически непрерывно).

По каталогу выбираем редуктор ЦУ-100, у которого номинальный вращающий момент на тихоходном валу Ттх = 250 Н·м; номинальная радиальная нагрузка на тихоходном валу Fбх.r = 2000 Н; номинальная радиальная нагрузка на быстроходном валу Fтх.r = 500 Н; КПД ηред=0,98.

При выборе редуктора следует выбирать и вариант сборки (положение концов тихоходного и быстроходного валов), согласно заданной кинематической схемы принимаем вариант сборки – 21.

Таким образом, полное обозначение редуктора при заказе будет:

редуктор ЦУ-100 -3,15-21У2 ГОСТ 21426-75,

где ЦУ – тип редуктора (цилиндрический универсальный); 100 – межосевое расстояние, мм; 3,15 – передаточное число; 21 – вариант сборки;

54

У – климатическое исполнение (У – умеренный, С – северный, Т – тропический климат); 2 – категория размещения.

А.3 Расчет клиноременной передачи

Расчет клиноременной передачи начинают с выбора типа ремня. По рисунку 3.3 при передаваемой мощности Р1 = 1,86 кВт, п1 = 1425 мин–1 выбираем тип ремня – А.

Диаметр ведущего шкива, расположенного на валу электродвигателя

равен

D1 = (110...130)3 P1 = 127,1…150,2 мм,

n1

где мощность Р1 – в Вт.

Найденное значение превышает Dнаим. Принимаем диаметр ведущего шкива D1 = 130 мм по приложению 2.

Диаметр ведомого шкива равен

D2 = D11 −uεрп = 397,96 мм,

где ε = 0,02 – для клиновых кордтканевых ремней. Принимаем D2 = 400 мм.

Фактическое передаточное число

D

u рп.ф = D1 (12−ε)= 3,14.

Отклонение от заданного передаточного числа составляет

∆u = 3 −33,14 100% = 4,67%, что недопустимо.

Следовательно, необходимо изменить диаметры шкивов. Принимаем D1 = 140 мм, тогда

D2 = D11 −uεрп = 428 мм, принимаем D2 = 420 мм. Фактическое передаточное число uрп.ф = 3,06,

тогда ∆u = uрп − uрп.ф 100% = 2%, что допустимо.

uрп

Предварительное значение межосевого расстояния

а = С · D2 = 420 мм, при С = 1.

Длина ремня равна

	l = 2 a + 0,5π(D1 + D2 )+	(D2 − D1 )2	= 1766 мм
		4 a

55

принимаем стандартную длину ремня l = 1800 мм.

При стандартной длине ремня уточняем межосевое расстояние

	2		D	− D	2		= 437,98 мм
а = 0,25 (l − w)+	(l − w)	− 8	2	1
				2

Принимаем межосевое расстояние а = 438 мм. Определяем угол обхвата ремнем ведущего (малого) шкива

α1 = 180о − 57о D2 a− D1 = 143,56˚, что допустимо.

Сцелью обеспечения требуемой долговечности проверяем ремень на число пробегов в секунду nП = V/l = 5,8 c–1, что допустимо. Скорость ремня

V= π·D1·n1 /60 = 10,45 м/с.
Для	передачи		требуемой мощности определяем количество ремней в
передаче	Z ≥	P1					= 1,04,
		0,9 [p ]	K	α	K
	0					l

где [ро] =2,59 по таблице 3.5; Кα = 0,91 по таблице 3.1; Кl = 1,01 по таблице 3.6. Принимаем два ремня типа А-1800 ГОСТ 1284.1-80*.

А.4 Расчет открытой передачи.

Передаточное число u = 3

А.4.1 Выбор материала зубчатых колес

Для изготовления зубчатых колес открытой передачи применяются стали высокой твердости, т.к. при работе возможно попадание абразивных материалов (песок, грязь, пыль и т.п.) в рабочую зону, и как следствие повышенный износ зубьев.

Принимаем материалы и вид термообработки для зубчатых колес:

-для шестерни. Сталь 40Х; т.о. – улучшение; твердость ННВ1=290 ед. (из диапазона 269…302 ед. Из диапазона возможно принятие среднего значения

ННВ ).

-для колеса. Сталь 45; т.о. – улучшение; твердость ННВ2=250 ед. (из диапазона

235…262 ед.)

А.4.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения определяются по таблице 5.1:

-для зубьев шестерни [σ]H1 = 1,8 · 290 + 67 = 589 МПа;

-для зубьев колеса [σ]H2 = 1,8· 250 + 67 = 517 МПа. Допускаемые напряжения изгиба:

56

-для зубьев шестерни [σ]F1 = 1,03 · 290 = 299 МПа;

-для зубьев колеса [σ]F2= 1,03 · 250 = 257 МПа.

А.4.3 Определение основных геометрических параметров

Первоначально необходимо рассчитать параметры для определения модуля

m ≥ 3	2 103 Ti K F YFSi Yε Yβ , мм .
	zi ψm [σ ]′Fi

KF = 1,5, учитывая I режим нагружения.

Учитывая вышеприведенные рекомендации, примем число z1 = 20 зубьям. Тогда z2 = z1.u = 20 · 3 = 60 зубьев.

Коэффициенты	формы зуба YFS1 = 4,07 при z1 = 20 и YFS 2 = 3,63 при z2 = 60
(таблица 5.3).
Т.к. YFS1 / [σ]F1	= 4,07 / 299 = 0,0136 < YFS 2 /[σ]F 2 = =3,63/257=0,0141, принимаем
расчетные данные по шестерне.

Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев, Yε определяется по формуле Yε = 1 / εα , где коэффициент торцевого перекрытия εα для передач без смещения можно определить по приближенной формуле

εα = 1,88 – 3,2 · (1 / z1 + 1 / z2 ) = 1,88 – 3,2 · (1 / 20 + 1 / 60) = 1,67 и Yε =1 / 1,67=0,599.

Для прямозубых зубчатых колес (в основном, это открытые передачи) коэффициент угла наклона линии зуба Yβ =1.

Принимаем значение ψm = 7 (учитывая режим нагружения, который задан как I).

Допускаемое напряжение с учетом замечания [σ]′F1 = [σ]F1 / 2 = 29 /2 =149,5 МПа

m ≥ 3 2 10 3 109,84 1,5 4,07 0,599 1 = 3,4 мм

20 7 149,5

Принимаем по ГОСТ (п.5.2.1) m = 4 мм. Предварительные размеры. Делительные диаметры:

d1= z1· m = 4 · 20 = 80 мм; d2= z2· m = 4 · 60 = 240 мм;

Межосевое расстояние aw = (d1 + d2) / 2 = (80 + 240) / 2= 160 мм.

Это минимальное межосевое расстояние аw и как основной параметр для открытой зубчатой передачи выбираем конструктивно, по заданной кинематической схеме (рис.А.2).

57

Колесо	aWЗП	Шестерня

Ось вала 4

С132 aWред

Рисунок А.2

По данной схеме расстояние С с учетом расположения опор промежуточного вала 4 (рис.2.2) должно быть не менее 100 мм, таким образом аwЗП = С + 132 = 232 мм, где размер 132 мм принимается по каталогу [1]. По приложению Б принимаем аw ЗП = 240 мм. Выбранное значение может не соответствовать значениям из ряда аw по ГОСТ 2185-66, т.к. этот ряд предназначен для редукторных (закрытых) передач.

При принятом межосевом расстоянии аw ЗП = 240 мм для определения уточненных параметров зубчатых колес изменяем модуль m при тех же числах зубьев шестерни z1 и колеса z2, т.к. увеличение модуля увеличивает размеры зубьев, что повышает прочность зуба.

Модуль m = 2· аw ЗП / [ z1 · (u + 1)] = 2·240 / [20·(3+1)] = 6 мм.

Принимаем по ГОСТ (п.5.2.1) m = 6 мм. Делительные диаметры

шестерни d1 = 6 · 20 = 120 мм;

колеса d2 = 6 · 60 = 360 мм.

Ширина колеса b2 = 7 · 6 = 42 мм. Принимаем b2 = 42 мм (Приложение Б). Ширина шестерни b1 = 42 + (3…5) = 45…47 мм. Принимаем b1 = 45 мм (Приложение Б)

Диаметр вершин

шестерни da1= 120 + 2·6 = 132 мм; колеса da2= 360 + 2·6 = 372 мм.

Диаметр впадин

шестерни df1= 120 – 2,5·6 = 105 мм; колеса df2= 360 – 2,5·6 = 345 мм.

58

Окружная скорость с учетом угловой скорости (1.10) v = 99,43 · 120 / (2 ·1000) = 5,96 м/с.

Назначаем степень точности (табл. 5.2) – 8-ю. Силы в зацеплении

окружная = 109,84·103 / 120 = 915,33 Н; радиальная = 915,33·0,364 = 333,18 Н.

А.4.4. Проверка зубьев шестерни на изгибную прочность.

ψd = 45 / 120 = 0,375.

KF0β = 2,01 (табл.5.4) при ψd ≤ 0,4 и схеме передачи 1 (рис.5.3). При режиме

нагружения I коэффициент Х = 0,75.

KFβ = 2,01· (1 - 0,75) + 0,75 = 1,25.

KFv = 1,57 при 8-й степени точности и v = 5,96 м/с (произведена интерполяция). YFS1 = 4,07 (проверку проводим по шестерне).

KFд = 1, т.к. N 1> NFG .

σF1 =(1·1,25·1,57·1·4,07· 915,33) / (45·6) =27,08 МПа. Отклонение ∆σ = (27,08 – 149,5) ·100 / 149,5 = –81,89 %.

Столь значительное отклонение объясняется увеличенным по сравнению с минимальным значением межосевом расстоянии.

Проверку зубьев колеса на прочность при изгибе выполняют по условию

σF 2 =σF1YFS 2 YFS1 ≤[σ]′F 2 ,

где [σ]′F 2 =[σ]F 2 / 2= 257 / 2 = 128,5 МПа.

σF 2 = 27,08·3,63 / 4,07 = 24,15 МПа.

∆σ 2 = (24,15 – 128,5) ·100 / 128,5 = –81,2 % .

Столь значительное отклонение объясняется увеличенным по сравнению с минимальным значением межосевом расстоянии.

Проверка зубьев шестерни на контактную прочность.

KН0	β =	2,4 (табл.5.4) при ψd ≤ 0,4 и схеме передачи 1 (рис.5.3). При режиме
нагружения I коэффициент Х = 0,75.
KНβ =		2,4 · (1 – 0,75) + 0,75 = 1,35.

KНv = 1,23 при 8-й степени точности и v = 5,96 м/с.

KHд = KHE , т.к. N 1> NНG или KHд = KHE = 0,8 при режиме нагружения I (табл.5.8).

Тогда THE1 = 0,8 · 109,84= 87,87 Н.м.

σ H1=(3,2·105/0,240· 3)	[(3 +1)3 1 1,35 1,23 87,87]	=
	0,045

59

=202 460 807,73 Па = 202,46 МПа < [σ]H1 = 589 МПа.

Многократный запас прочности по контактным напряжениям объясняется относительно высокой твердостью поверхности зубьев, принятой вследствие возможного абразивного изнашивания и большим межосевым расстоянием, принятым по конструктивным соображениям.

Остальные конструктивные размеры зубчатых колес принимаются по [2].

А.5 Расчет цепной передачи А.5.1 Выбор типа цепи

Предварительно выбираем приводную роликовую цепь нормальной точности ПР с числом рядов ν = 1.

А.5.2 Числа зубьев звездочек

-ведущей звездочки Z1 = 26,8, принимаем Z1 = 27;

-ведомой звездочки Z2 = 56,7, принимаем Z2 = 57.

А.5.3 Фактическое передаточное число

Фактическое передаточное число цепной передачи uцп = Z2/Z1= 2,11. Отклонение от заданного передаточного числа составляет ∆uцп= 0,48%,

что допустимо.

А.5.4 Определение шага цепи

Предварительно шаг цепи можно выбрать по таблице раздела 4 в зависимости от частоты вращения ведущей звездочки,

т.е. n4 = 50,27 мин–1, или по формуле

t = (12,8...13,5)3 T4 =29,075…30,66 мм,

Z1

причем значение 12,8 применяется для цепей типа ПР. Принимаем t = 31,75 мм, что не противоречит данным таблицы раздела 4.

Допускаемое давление в шарнирах цепи по табл. 4.1 при n4 = 50,27 мин–1 [p] = 35 МПа. Условия эксплуатации учитываются коэффициентом эксплуатации, который равен К = 1,875.

При Кдин = 1,0 – спокойная нагрузка (ленточный конвейер); Кс = 1,5 – периодическая смазка; Кθ = 1,0 – угол наклона передачи менее 60˚; Кр = 1,0 – работа односменная;

Крег = 1,25 – натяжение цепи регулируется периодически.

60