Привод ковшового элеватора. Выбор электродвигателя и кинематический расчет. Расчет конической зубчатой передачи. Подбор подшипников качения

Содержание

    Техническое задание                                                                                                                   __

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет                                                            __

2. Расчет конической зубчатой передачи                                                                                   __

2.1. Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения                                    __

2.2. Определение параметров конической зубчатой передачи                                   __

3. Расчет цепной передачи                                                                                                            __

4 Ориентировочный расчет валов                                                                                               __

5. Приближенный расчет валов                                                                                                   __

6. Подбор подшипников качения                                                                                                   __

6.1. Подбор подшипников для вала I                                                                               __

6.2. Подбор подшипников для вала II                                                                             __

7. Конструирование элементов редуктора                                                                                 __

7.1. Конструирование зубчатых колес                                                                          __

7.2. Конструирование звездочек цепной передачи                                                        __

7.3. Конструирование элементов корпуса                                                                    __

8. Подбор и проверка шпонок                                                                                                        __

9. Выбор посадок                                                                                                                          __

10. Выбор муфты                                                                                                                           __

11. Уточненный расчет валов                                                                                                      __

12. Выбор смазки                                                                                                                            __

13. Порядок сборки и разборки редуктора                                                                                  __

     Список литературы                                                                                                                  __

Техническое задание

В данной работе спроектирован привод  ковшового элеватора  по следующими исходными данными :

                        Тяговая сила цепи : F = 1,3 кН;

                        Скорость ленты: V= 1,9 м/с;

            Диаметр барабана: D= 250 мм;

            Угол наклона цепной передачи ;

            Тип цепной передачи: Роликовая;

            Коэффициент годовой нагрузки: к_год = 0,7;

            Коэффициент суточного использования: к_сут = 0,6;;

            Относительная продолжительность включения: ПВ = 0,25;

            Срок службы: L = 7 лет.

Привод ковшового элеватора  работает следующим образом: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на вал-шестерню редуктора. Далее через коническую прямозубую передачу (включающую в себя вал-шестерню  и колесо ) вращающий момент передается на выходной вал редуктора, приводящий во вращение звездочку  открытой цепной передачи, которая, в свою очередь приводит во вращение приводной барабан   ковшового элеватора  .

Данный  элеватора  может быть установлен в цеху, карьере, либо на строительной площадке, где необходима постоянная подача или отвод какого-либо мелкогабаритного материала.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

В данной работе рекомендуется [2] использовать трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели единой серии 4А. Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.

Мощность на выходном валу Р_вых, кВт [2]:

Р_вых = F_rV                                                                               (1)

где       F –тяговая сила цепи  ( F = 1,3 кН);

V – скорость ленты (V =1,9  м/с).

                                 Р_{вых=1,3×1,9=2470} Вт

Из соотношения (1) требуемая мощность двигателя:

P=, кВт,                                                                              (2)

где       h – полный к. п. д. привода.

h = h₁.h₂                                                                                (3)

где       h₁ – к. п. д. конической зубчатой передачи (h₁ = 0,95 [1]);

h₂ – – к. п. д. открытой цепной передачи (h₃ = 0,94 [1]).          

h = 0,95×0,94 = 0,893.

По формуле (2) рассчитана требуемая мощность электродвигателя:

P=2470 / 0,857 = 2,9 кВт.

Частота вращения выходного вала [2]:

n=V / D, об/сек,                                                                               (4)

n=1,9 /(3,14 0,25)=2,4 об/сек.

Ориентировочная частота вращения вала двигателя:

n = n_вых×u, об/мин                                                                  (5)

где       u – ориентировочное передаточное отношение привода.

u = u₁×u₂,                                                                                (6)

где   u₁ – передаточное отношение конической зубчатой передачи (u₁ = 3  [1]);

         u₂ – передаточное отношение цепной  передачи (u₃ = 3 [1]).

u = 3×3=9.

По формуле (5) определена ориентировочная частота вращения двигателя:

n = 2,4 × 9 = 21,6 об/сек.

В соответствии с требуемой мощностью и частотой вращения по табл. 2.2. [2] выбран электродвигатель АИР 100S4.

Паспортные данные двигателя  АИР 100S4:

 номинальная мощность, Р_ном, кВт                                    3

 синхронная частота вращения n_с, об/мин                        1500

номинальная частота вращения  n                                    1410

Уточняем общее передаточное отношение привода:

u = n_ном/n_вых,                                                                           (7)

u = 9/3=3.

По ГОСТ 2185-66 приняты передаточные отношения: u₁ = 3; u₂ = 3.

      После разбивки передаточного отношения определены мощность, частота вращения и крутящий момент на каждом валу.

Мощности на валах:

P_i = P_i-1×h,                                                                              (8)

где       P_i-1 – мощность на предыдущем валу, кВт;

h – к. п. д. соответствующей передачи.

Р₁ = Р_ном = 2,8 кВт;

Р₂ = 2,8× 0,95 = 2,66 кВт;

Р₃ = 2,66 × 0,94 = 2,5 кВт;

Частоты вращения валов:

,                                                                                (9)

где       n_i-1 – частота вращения предыдущего вала, об/мин;

            u_i – передаточное число соответствующей ступени.

n₁ = n_ном = 23,5  об/сек;

n ==11,75 об/мин;

n =  =2,93 об/сек;

Крутящие моменты на валах:

T_i = T_i-1×u_i×h_i,                                                              (10)

Крутящий момент на валу двигателя [2]:

,                                                   (11)

T=2470/(2×3,14) =16,7 Н×м.

Крутящие моменты на валах рассчитаны по формуле (11):

Т₁ = Т_{ном. дв} = 16,7 Н×м;

Т₂ = 2371,2/(2×3,14× 11,75) = 32,14 Н×м;

Т₃ = 2252,6/(2×3,14× 2,93) =  150,08 Н×м;

2. Расчет конической зубчатой передачи

Исходные данные:

– крутящий момент на валу колеса, Т₂, Н×м                                              124,14;

– передаточное отношение, u                                                                       4;

– частота вращения вала I, n₁, об/мин                                                      1432.

Рисунок 1 - Кинематическая схема конической передачи.

2.1. Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

При мощности двигателя 3 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Для зубчатых передач принята сталь 45 и сталь 40Х.

Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса, что достигается закалкой токами высокой частоты, колесо для снижения внутренних напряжений подвергается улучшению.

Материал колеса и шестерни представлен в табл. 1.

Таблица 1 - Материалы зубчатых колес

	Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 40 Х	Сталь 45
НВ	269-302	235-262
HRC	45-50	-- --

Шестерня:

Допускаемое контактное напряжение s_Ндоп, МПа [2]:

,                                                                       (12)

где       S_Н – коэффициент безопасности (S_Н = 1,1 [2]);

             – предельное контактное напряжение, МПа.

= 17HRC + 200, МПа,                                                    (13)

где       HRC – твердость по Виккерсу (HRC = (45 + 50)/2 = 47,5).

= 17×47,5 + 200 = 1007,5 МПа.

Допускаемое контактное напряжение по формуле (12):

МПа. МПа,

Допускаемое изгибное напряжение s_Fдоп, МПа [2]:

,                                                                       (14)

где       S_F – коэффициент безопасности (S_F = 1,75 [2]);

             – предельное изгибное напряжение, МПа (= 650 МПа [2]).

Допускаемое изгибное напряжение по формуле (14):

 МПа. МПа,

Колесо:

Предельное контактное напряжение , МПа:

= 2НВ + 70, МПа,                                                       (15)

где       НВ – твердость по Бринелю (НВ = (235+262)/2 = 298,5 МПа).

=2×298,5 + 70 = 667 МПа.

При S_Н = 1,1 [2], по формуле (12) получаем:

 МПа

Предельное изгибное напряжение , МПа:

= 1,8×НВ,                                                                      (16)

=1,8×298,5 = 537,3 МПа.

При S_F = 1,75 [2] по формуле (14) получаем:

 .

Примем = 514 МПа.

2.2. Определение параметров конической зубчатой передачи

Предварительная окружная скорость

                                                                                                      (20)

=2,24 м/с,

Внешний делительный диаметр колеса d_e2, мм [5]:

,                                                                                (21)

где       Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н×м (Т₂ = 32,13 Н×м);

            u – передаточное отношение конической передачи (u = 3,15);

q_Н – коэффициент, учитывающий различную несущую способность                         колес  [1];

 = 1,85 при твердости колеса и шестерни меньше НВ 350;

            K_Hb – коэффициент концентрации нагрузки (K_Hb = 1,11 [1]);   

Внешний делительный диаметр колеса по формуле (20):

d=165 = 100,6 мм.

В соответствии с [1] принято ближайшее стандартное значение d_e2 = 100 мм.

Ширина венца колеса и шестерни b принимаем согласно ГОСТ 6636 [1]

Принимаем b = 15 мм [1].

           Угол при вершине делительного конуса:

d ₂= arctg(u),                                                              (22)

d ₂= arctg(3,15) =72°23.

d ₁= 90 - d ₂,                                                                           (23)

d ₁= 90 - 72°23=17°37.

Внешнее конусное расстояние:

                                                                                                                        (24)

= 52,51 мм.

Внешний окружной  модуль m_te [1]:

                                                                                                                 (25)

где          Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н×м (Т₂ = 32,13 Н×м);

                - коэффициент учитывающий распределение нагрузки по

               ширине венца, [1].

               = 1,08 для колес с круговыми зубьями;

              - коэффициент вида конических колес, [1].

              = 0,85 для колес с прямыми зубьями.

b – ширина венца колеса, мм (b = 15 мм);

s_Fдоп  допускаемое изгибное напряжение, МПа (s_{Fдоп =}  248 МПа);

                d_e2  внешний делительный диаметр колес,  мм (d_e2=  100 мм).

мм

Число зубьев колеса:

z₂ = d_e2/m_te                                                                             (26)

z₂ = 100/1,16 = 86.

z₁ = z₂/u                                                                                   (27)

z_{1 =} 86/3,15 = 27

Стандартное число зубьев колеса z₂ = 86 [2].

Стандартное число зубьев шестерни z₁ = 27 [2].

Фактическое передаточное число:

u_ф = z₂/z₁,                                                                               (28)

u_ф = 86/27 =3,19.

Отклонение передаточного числа от заданного [2]:

,                                                                     (29)

 < 4 %.

Внешний делительный диаметр шестерни [2]:

d_e1 = m_te×z₁,                                                                             (30)

d_e1 = 1,16 × 27 = 31,32 мм.

Средние делительные диаметры [1]:

d_m = 0,857×d,                                                                                   (31)

d_m1 = 0,857× 31,32 = 26,84 мм;

d_m2 = 0,857× 100 = 85,7 мм;

Внешние диаметры вершин [1]:

d_ae = d_e +1,64×(1+X_n)m_tecos,                                             (32)

где      -  угол при вершине делительного конуса;

d_e -  внешний делительный диаметр шестерни;

X_n – коэффициент смещения для шестерни конических передач [1];

X_n = 0,23 при  z_{1 =} 27.

d_ae1 = 31,32 + 1,64(1+0,23)×1,16×cos17 =33,37 мм;

d_ae2 = 100 + 1,64(1+0,23)×1,16×cos72 = 101,01 мм.

Внешние диаметры впадин [5]:

d_fe = d_e-1,64×(1+X_n)m_tecos,                                               (33)

где      -  угол при вершине делительного конуса;

d_e -  внешний делительный диаметр шестерни;

X_n – коэффициент смещения для шестерни конических передач [1];

X_n = 0,23 при  z_{1 =} 27.

d_fe1 = 31,32 -1,64(1+0,23)×1,16×cos17 = 29,7 мм;

d_fe2 = 100 -1,64(1+0,23)×1,16×cos72 = 99,16  мм.

Окружная скорость колес [1]:

,                                                                        (34)

==1,97/с.

Контактное напряжение s_н, МПа [2]:

,                                (35)

где        Т₂ – вращающий момент на валу колеса, Н×м (Т₂ = 32,13 Н×м);

             u – передаточное отношение конической передачи (u = 3,15);

q_Н – коэффициент, учитывающий различную несущую способность                         колес  [1];

 = 1,85  при твердости колеса и шестерни меньше НВ 350;

            K_Hb – коэффициент концентрации нагрузки (K_Hb = 1,11 [1]);

K- коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями

            прямозубых колес [1];

K= 1 для прямозубых колес;

K - коэффициент динамичности [1];

K = 1,03 при твердости колеса и шестерни меньше НВ 350;

          d_e2  внешний делительный диаметр колес,  мм (d_e2=  100 мм).

         увеличиваем d_e2 до 145 мм.

                      = 528,5 МПа,                                 

                                                                                                                (36)

Напряжение изгиба [2]:

,                                 (37)

где       F_t – окружная сила, Н;

q_F – коэффициент, учитывающий различную несущую способность                         колес (q_F = 1,19 [1]);

            K_FД – коэффициент долговечности (K_FД = 1 [2]);

            K_F – коэффициент нагрузки.

K_F  = K_Fa×K_Fb×K_Fu,                                                                  (38)

где       K_Fa – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине