Проектирование элеватора (частота вращения привода - 7,16 об/мин). Вариант 2

Введение

Основные типы и области применения

Элеваторы служат для транспортирования насыпных или штучных грузов по вертикальному или крутонаклонному (60–82° к горизонту) направлению и соответственно разделяют на вертикальные и наклонные. По роду грузонесущего элемента элеваторы бывают ковшовые, полочные и люлечные.

Ковшовые элеваторы применяют для перемещения насыпных грузов — пылевидных, зернистых и кусковых (например, цемента, химикатов, песка, зерна, муки, угля, торфа и т.п.) на предприятиях химической, металлургической и машиностроительной (в литейных цехах) промышленности, в производстве строительных материалов и огнеупоров, на углеобогатительных фабриках, в зернохранилищах, пищевых комбинатах и т. п. Их используют только для подъема грузов от начального до конечного пункта без загрузки и разгрузки.

Ковшовые элеваторы разделяют на стационарные и передвижные, транспортные и технологические, например обезвоживающие, у которых груз в процессе транспортирования освобождается от воды.

Люлечные и полочные элеваторы служат для транспортирования штучных грузов — мешков, ящиков, бочек, а также отдельных деталей на складах, базах, магазинах и предприятиях различных отраслей промышленности. Люлечные и некоторые полочные элеваторы могут поднимать и опускать грузы (например, с одного этажа на другой) с промежуточной загрузкой и разгрузкой.

Для вертикального и крутонаклонного транспортирования некоторых насыпных и мелких штучных грузов применяют двухленточные конвейеры-элеваторы, у которых транспортируемый груз зажимается между двумя лентами, а также четырехцепные конвейеры-элеваторы.

1.  Расчёт привода элеватора:

Найдем частоту вращения рабочего органа n_ро :

,

где    V – скорость движения цепи элеватора

          D – диаметр приводной звездочки.

Возьмем электродвигатели с частотой вращения:

n₁ =1500 об/мин

n₂ =750 об/мин

n₃ =1000 об/мин

Возможное общее передаточное отношение привода u_пр рассчитаем по формуле:

Следовательно, для соответствующего двигателя u_пр будет равно:

                                       Uпр.1 общ.=1500/7,16=209,5     

                                       Uпр.2 общ.= 750/7,16=104,7      

Uпр.3 общ.= 1000/7,16=139,7    

Мощность на рабочем органе определим по формуле:

, где F – тяговое усилие на элеваторе

 Вт

2. Кинематические схемы привода:

Вариант 1. (Червячный  редуктор)

Рис 1

КПД привода на схеме рис.1 равен:

hобщ=hрем*hчер1*hчер2*(h)**4=0.97*0.83*0.83*0.99**4=0.65

Требуемая мощность рассчитывается по формуле:

Рдв=Рио/h=1050/0.65=1615,4 Вт

Вариант 2. (Коническо-червячный редуктор)

Рис 2

КПД привода на схеме рис.2 равен:

hобщ=hрем*hчер*hкон*(h)**5=0.97*0.83*0.97*0.99**5=0.735

Требуемая мощность рассчитывается по формуле:

Рдв=Рио/h=1050/0.735=1428,6 Вт

Вариант 3. (Червячно-цилиндрический редуктор)

Рис 3

Передаточное число привода равно:

Выберем передаточное отношение для быстроходной ступени

 U_Б=8

Выберем передаточное отношение для тихоходной ступени U_Т=4

Передаточное отношение редуктора равно

Тогда передаточное отношение открытой передачи будет равно:

КПД привода на схеме рис.3 равен:

hобщ=hрем*hчер*hцил*(h)**3=0.97*0.97*0.83*0.99**3=0.813

Требуемая мощность рассчитывается по формуле:

3. Выбор кинематической схемы.

Схема №1

Червячный передача рис.1 является простой в компоновке, достаточно низкая ошибка по передаточному отношению ,но имеет низкий КПД и сложности в настройке червячной передачи.

Схема №2

В данной схеме изображенной на рис.2, простая компоновка, но будет не целесообразно ставить коническое колесо и червяк на один вал, возникнут дополнительные напряжения и сложности с настройкой червяка. Также задействовано верхняя граница передаточного отношения для конической передачи, равное трем, что тоже накладывает свои ограничения.

Схема №3

В схеме изображенной на рис.3 достаточно низкая ошибка по передаточному отношению  (Dn=0.1 ), высокий КПД (). Исправлена и проблема настройки червячной передачи. Все передаточные отношения взяты в срединах рекомендуемых диапазонов.

В этой схеме используем электродвигатель со скоростью вращения n=750 об/мин, который имеет относительно малые габаритные размеры.

Ременная передача обеспечивает бесшумность работы.

Червячная передача дает возможность использования больших передаточных чисел. Обеспечивает плавность и бесшумность работы, повышенную кинематическую точность, возможность самоторможения, что позволяет не применять дополнительных устройств торможения.

Рис 4, (1,2,3,4 – номера валов; Б – входной вал; Т – выходной вал)

4.Выбор двигателя

Выбираем двигатель 4А112МA8УЗ с номинальной скоростью вращения 750 об/мин и мощностью 1,5 кВт.

Скорости вращения валов и моменты на валах привода.

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 об/мин

 рад/с

 рад/с

 рад/с

 рад/с

Момент на первом валу:

 Нм

Момент на втором валу:

 Нм

Момент на третьем валу:

 Нм

Момент на четвертом валу:

 Нм                                                                                                                                 

5. Выбор материалов.

Выбор материала для зубчатых колес.

Для шестерни сталь 40Х, термообработка – улучшение твердость НВ=217,

для колеса сталь 40Х, термообработка – улучшение, твердость НВ=207.

6. Расчет допускаемых контактных напряжений

,

S_H=1,1 — коэффициент безопасности;

=2HB+70 — предел контактной прочности;

— коэффициент долговечности;

     базовое число циклов;

 — эквивалентное число циклов;

T_i — момент в данный момент времени;

n_i — частота вращения при T_i;

t_i — время работы при T_i;

с=1.

Время работы привода рассчитаем по формуле:

где    Кс=0,5 —коэффициент суточного использования;

          Кг=0,3 — коэффициент годового использования;       

          L=2 года — время службы привода.

Произведем расчет по вышеуказанным формулам для:

Шестерни:

s_нlimШ= 2×217+70=504 МПа

Метод линейной интерполяции: 200-250/10-17=217-200/Х-10     Х=12.38

N_ноШ=12.38x10⁶

[sH1]=504*1.23/1.1=563,5 МПа

Колеса:

s_нlimК= 2×207+70=484 МПа

Метод линейной интерполяции: 200-250/10-17=207-200/Х-10    Х=10.98

N_HOК=10.98

[sH2]=484*1,52/1.1=668,8 МПа

7. Расчет допускаемых напряжений изгиба

sf0=1.8HB=391 — предел выносливости зубьев по напряжениям изгиба;

 — коэффициент, учитывающий влияние двустороннего

приложения нагрузки;

S_F = 1,7 — коэффициент безопасности;

, но £2 — коэффициент долговечности;

 — базовое число циклов;

 — эквивалентное число циклов.

Произведем расчет по вышеуказанным формулам для:

Шестерни:

sf0ш=1.8*217=391 МПа

[sf]=391*1.2*1*1.03/1.7=284,3 МПа

Колеса:

sf0ш=1.8*207=373 МПа

[sf]=372.6 *1.2*1*1.3/1.7=342,3 МПа

8. Расчет цилиндрической передачи

Межосевое расстояние посчитаем по формуле:

 мм

 — коэффициент, учитывающий неравномерности распределения нагрузки по длине контактной линии;

 — коэффициент динамической нагрузки;

 — коэффициент, учитывающий неравномерное

распределение нагрузки между зубьями.

 мм

Принимаем  мм, тогда ширина колеса  мм

8.1 Основные размеры цилиндрической передачи

По рекомендациям выбираем , тогда мм, округляем до m=2,5 мм (1ый ряд).

Общее количество зубьев равно:

Зубьев на шестерне: ;

Зубьев на колесе:

Делительный диаметр шестерни:  мм

Делительный диаметр колеса:  мм

Межосевое расстояние  мм

Диаметр окружности вершин зубьев шестерни:

 мм

Диаметр окружности вершин зубьев колеса:

 мм

Диаметр впадин шестерни:  мм

Диаметр впадин колеса:  мм

Ширина колеса:  мм. Ширина шестерни:  мм

8.2  Проверка прочности по контактным напряжениям:

Из условию прочности:            

574,77 >563,5

Перегрузка допускается в пределах 5%

Условие прочности выполняется.

8.3  Проверка прочности по напряжениям изгиба:

Проверку выполняем по тому из колес, для которого меньше отношение

Расчет ведем для шестерни.

K_Fβ=1,05 — коэффициент, учитывающий угол наклона валов;

K_FV=1,01 — коэффициент динамической нагрузки;

K_F=K_Fb×K_FV=1,05×1,01=1,06.

Подставим эти значения в формулу:

МПа

По условию прочности:            s_F<[s_F]

Отмечаем, что для данной пары колес основным критерием работоспособности является сопротивление усталости по контактным напряжениям, а не изгибным.

Геометрия цилиндрической передачи на рис.5

Рис 5 Геометрия цилиндрической передачи

9. Расчет червячной передачи

Расчет червячной передачи ведется по червячному колесу.

Предварительно по рекомендациям выбираем , тогда>28 ()

Материал для венца колеса выбирается по скорости скольжения:

 м/с

При такой скорости возможен выбор серого чугуна марки СЧ18, как материала для колеса, но я выбираю бронзу БрО10Ф1, чтобы исключить возможность литейного брака, предел прочности, для этой бронзы, s_В = 260 МПа, предел текучести s_Т=150 МПа.

Предварительно назначаем q=10 из условия жесткости и компактности

, подходит (должно быть 0,22<<0,4)

9.1  Расчет допускаемых контактных напряжений:

9.2  Расчет допускаемых напряжений изгиба:

МПа

9.3  Расчет червячной передачи

Тогда межосевое расстояние будет считаться по формуле:

мм

Принимаем , тогда , M=6

Величина коэффициента смещения

Определяем диаметры червяка и колеса:

Делительный диаметр червяка: d₁=q×m=10×6=60 мм

Делительный диаметр червячного колеса: d₂=z₂×m=32×6=192 мм

Проверяем выбранное значение Vск

,где

Угол подъема винтовой линии: ;   g=21.8рад

, тогда

,материал оставляем.

9.4 Проверка на прочность по контактным напряжениям

 — приведенный модуль упругости, где Е₁ = 2,1×10⁵ МПа – модуль упругости для стали; Е₂ = 0,9×10⁵ МПа – модуль упругости для бронзы;  МПа;

x =0,75 — коэффициент, учитывающий уменьшение длины контактной линии;

d =0,8727 рад — угол обхвата;

K_H=K_F=K_b×K_u ;

K_u=1 — коэффициент динамической нагрузки;

K_b=1,12 ×— коэффициент концентрации нагрузки;

;

 МПа

По условию прочности

171,31Мпа £178,95МПа

Условие прочности выполняется.

9.5Проверка на прочность по напряжениям изгиба

 Н

 мм;

По эквивалентному числу зубьев колеса  выбираем Y_F=3,9;

 МПа

По условию прочности                            

31,46Мпа £51,19МПа

Условие прочности выполняется.

9.6 Основные размеры червячной передачи

Диаметр вершин червяка: d_a1= d₁+2m=60+2*6=72 мм

Диаметр впадин червяка: d_f1= d₁–2,4m=60–2,4*6=45,6 мм

Длина нарезки червяка: b₁=(10,5+Z1)m+25=112мм

Диаметр вершин червячного колеса: мм

Диаметр впадин червячного колеса: мм

Ширина червячного колеса: b₂=0,75 d_a1 =54мм

Рис.6. Геометрия червячного колеса

Рис.7. Геометрия червяка

10.    Предварительный расчет валов

Быстроходный вал:

мм, увеличиваем на 5% и округляем

dп=25 мм под подшипник, диаметр бортика 30 мм.

Промежуточный вал:

мм, увеличиваем на 5% и округляем

dп=45 мм под подшипник, диаметр бортика 55 мм, под колесо 50 мм.

Выходной вал:

мм, увеличиваем на 5% и округляем

dп=65 мм под подшипник, диаметр бортика 75 мм, под колесо