Ленточный конвейер

,(27)

115 об/мин.

Находим передаточное отношение по формуле [2]:

,(28)

где nдв - частота вращения двигателя, об/мин;

nдв = nc - s · nc,(29)

где nc - синхронная частота вращения двигателя, nc = 750 об/мин;

s - скольжение двигателя, s = 2,5% = 0,025;

nдв = 750 - 0,025 · 750 = 731,25 об/мин.

.

Крутящий момент на валу барабана определяем по формуле [2]:

,(30)

Н·м.

Принимаем схему натяжной станции - грузовое натяжное устройство.

Определяем натяжное усилие по формуле [2]:

GНГ = 1,1 · (F2 + F3 + Fполз),(31)

где GНГ - натяжное усилие, кН;

F2 - натяжение в точке 2, F2 = 3,813 кН;

F3 - натяжение в точке 3, F3 = 4 кН;

Fполз - сопротивление при передвижении в ползунах натяжного барабана.

Fполз = (100 ч 250) · Н;(32)

при Н = 6,24 Fполз = (100 ч 250) · 6,24 = 624 ч1560;

GНГ = 1,1 · (3,813 + 4 + 1,56) = 9,373 кН.

2.6 Расчет редуктора приводного барабана

2.6.1 Кинематический расчет

1 - электродвигатель; 2 - муфта; 3 - быстроходный вал; 4 - тихоходный вал; 5 - барабан; 6 - зубчатые зацепления.

Рисунок 4. Кинематическая схема привода ленточного конвейера.

Общий КПД привода определяем по формуле [3, с. 184]:

,(33)

где з1 - КПД пары зубчатых колес, з1 = 0,98;

з0 - КПД, учитывающий потери на трение в подшипниках, з0 = 0,99;

= 0,93.

Требуемая мощность двигателя определяется по формуле [3, с. 184]:

,(34)

где Рб - мощность на валу барабана, Рб = 15 кВт;

з - общий КПД привода, з = 0,93;

кВт.

Находим угловую скорость барабана по формуле [3, с. 184]:

;(35)

12 рад/с.

Мощность на промежуточном валу определяем по формуле [3, с. 185]:

Р2 = Р1 · · з1,(36)

Р2 = 15 · 0,992 · 0,98 = 14,4 кВт.

Частота вращения на ведомом валу определяется по формуле [3, с.185]:

,(37)

115 об/мин.

Угловая скорость на ведомом валу [3, с.185]:

,(38)

12 рад/с.

Угловая скорость двигателя по формуле [3, с.185]:

,(39)

76,54 рад/с.

Общее передаточное число по формуле [3, с.185]:

,(40)

,

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ 20758 - 75 [3, с.30] u = 6,3.

2.6.2 Определение вращающих моментов

На валу шестерни вращающий момент определяем по формуле [3, с.215]:

,(41)

200 Н·м.

Вращающий момент на валу барабана:

М2 = М1 · u, (42)

М2 = 200 · 6,3 = 1260 Н·м.

Таблица 1 - Основные параметры конвейера.

Параметры	Валы
обозначение	единицы измерения	1	2
Р	кВт	15	14,4
n	об/мин	731,25	115
щ	рад/с	75	12
M	Н·м	200	1260
u		6,3

2.7 Расчет зубчатых колес

Выбор материала.

Так как особых требований к габаритам передачи не предъявляется, выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ230; для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ200 [3, с.28].

2.7.1 Допускаемые контактные напряжения

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле [3, с.27]:

,(43)

где уНlimb - предел контактной выносливости при базовом числе циклов; для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшением, он равен [3, с.27]:

уНlimb = 2 · НВ + 70;(44)

KHL - коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают KHL = 1;

[SH] - коэффициент безопасности, [SH] = 1,2.

Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение определяется по формуле [3, с.29]:

[уH] = 0,45 · ([уH1] + [уH2]);(45)

для шестерни:

442 МПа;

для колеса 1:

392 МПа;

для колеса 2:

[уH2] = 392 МПа.

[уH] = 0,45 · (442 + 392) = 375 МПа.

Требуемое условие [уH] ? 1,23 · [уH2] выполнено.

2.7.2 Конструктивные параметры передачи

Принимаем предварительно по [3, с.32], как в случае несимметричного расположения колес, значение КНв = 1,25.

Принимаем для косозубых колес коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию [2]:.

Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев определяем по формуле [3, с.26]:

,(46)

где Ка - коэффициент косозубых колес, Ка = 43;

? 129,7 мм.

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185 - 66 ащ = 160 мм.

Нормальный модуль зацепления находим по формуле [3, с.30]:

mn = (0,01 ч 0,02) · ащ,(47)

mn = (0,01 ч 0,02) · 160 = 1,6 ч 3,2 мм;

принимаем по ГОСТ 9563 - 60 mn = 3 мм [2].

Принимаем предварительно угол наклона зубьев в = 10є и определим числа шестерни и колеса по формуле [3, с.31]:

,(48)

14;

z2 = z1 · u,(49)

z2 = 14 · 6,3 = 88.

Уточненное значение угла наклона зубьев [3, с.31]:

,(50)

;

принимаем в = 17є01'.

Основные размеры шестерни и колеса:

Диаметры делительные по формуле [3, с.38]:

,(51)

43,922 мм,

276,078 мм.

Проверка:

мм.

Диаметры вершин зубьев:

da = d + 2 · mn,(52)

da1 = 43,922 + 2 · 3 = 49,922 мм,

da2 = 276,078 + 2 · 3 = 282,078 мм.

Ширина колеса:

b2 = шba · aщ,(53)

b2 = 0,4 · 160 = 64 мм.

Ширина шестерни:

b1 = b2 + 5,(54)

b1 = 64 + 5 = 69 мм.

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

,(55)

.

Окружная скорость колес и степень точности передачи:

,(56)

1,65 м/с.

При такой скорости для косозубых колес принимаем 8 степень точности [3, с.27].

Коэффициент нагрузки:КН = КНв · КНб · КНv,(57)

где КНб - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями; при v = 1,65 м/с и 8 степени точности КНб = 1,075;

КНв - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба; при шbd = 1,08, твердости НВ?350 и несимметричном расположении колес относительно опор с учетом изгиба ведомого вала передачи КНв = 1,125;

КНv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении; для косозубых колес при v ? 5 м/с КНv = 1.

Таким образом:

КН = 1,125 · 1,075 · 1 = 1,21.

Проверка контактных напряжений по формуле [3, с.34]:

,(58)

333 МПа.

Условие уН < [уH] выполнено.

Силы, действующие в зацеплении [3, с.217]:

окружная,(59)

9108 Н;

радиальная,(60)

где б - угол профиля зуба, б = 20є;

3095 Н;

осевая

Fa = Ft · tgв,(61)

Fa = 9108 · tg 17є01' = 2786 Н.

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба по формуле [3, с.38]: ? [уF],(62)

здесь коэффициент нагрузки КF равен [3, с.38]:

КF = КFв · КFv(63)

При шbd = 1,08, твердости НВ ? 350 и несимметричном расположении зубчатых колес относительно опор КFв = 1,26, КFv = 1,1.

Таким образом, коэффициент нагрузки:

КF = 1,26 · 1,1 = 1,39

YF - коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев zv [3, с.38]:;(64)

у шестерни

? 16,

у колеса

? 92,

таким образом YF1 = 3,80 и YF2 = 3,60.

Допускаемое напряжение определяем по формуле [3, с.39]:

,(65)

где - предел выносливости (при отнулевом цикле), соответствующий базовому числу циклов; для стали 45 улучшенной при твердости НВ ? 350

= 1,8 НВ [2];

[SF] - коэффициент безопасности;

[SF] = [SF]' · [SF]";(66)

для поковок и штамповок [SF]" = 1, [SF]' = 1,75;

[SF] = 1,75 · 1 = 1,75;

для шестерни:= 1,8 · 230 = 415 МПа,

= 1,8 · 200 = 360 МПа.

Допускаемые напряжения:

для шестерни

237 МПа,

для колеса

МПа.

Находим отношение :

для шестерни МПа,

для колеса МПа.

Дальнейший расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Определяем коэффициенты Yв и КFб [3, с.35]:

,(67)

,

;(68)

где n - степень точности зубчатых колес, n = 8;

еб - коэффициент торцового перекрытия, еб = 1,5;

0,92.

Проверяем прочность зубьев колеса:

? 198 МПа.

Условие уF2 = 198 МПа < [уF2] = 206 МПа выполнено.

2.7.3 Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении определяем по формуле [3, с.94]:

,(69)

? 29,4 мм;

принимаем dв1 = 30 мм;

принимаем под подшипники dп1 = 35 мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Рисунок 5 - Конструкция ведущего вала.

Ведомый вал:

диаметр выходного конца вала при допускаемом напряжении [фk] = 25 МПа:

? 63,6 мм.

Принимаем ближайшее значение из стандартного ряда : dв2 = 65 мм ; диаметр вала под подшипниками dп2 = 70 мм; под зубчатым колесом dк2 = 75 мм.

Рисунок 6 - Конструкция ведомого вала.

Диаметры остальных участков валов назначают исходя из конструктивных соображений при компоновке редуктора.

2.7.4 Конструктивные размеры шестерни и колеса

Шестерню выполняют за одно целое с валом, ее размеры определены выше: d1 =43,922 мм; dа1 =49,922 мм; b1 = 69 мм.

Колесо кованое: d2 = 276,078 мм; dа2 = 282,078 мм; b2 = 64 мм.

Диаметр ступицы dст = 1,6 · dк2 = 1,6 · 75 = 120 мм;

Длина ступицы lст = (1,5 ч 1,6) · dк2 = 112,5 ч 120 мм, принимаем lст = 115 мм.

Толщина обода д0 = (2,5 ч 4) · mn = 7,5 ч 12 мм, принимаем д0 = 8 мм.

Толщина диска С = 0,3 · b2 = 19,2 мм, принимаем С = 20 мм.

2.8 Проверочный расчет

2.8.1 Проверка долговечности подшипника ведущего вала

Из предварительных расчетов имеем:

Ft = 9108 Н; Fr = 3095 Н; Fа = 2786 Н; l1 = 76,5 мм; d1 = 43,922 мм.

Рисунок 7 - Расчетная схема ведущего вала.

Реакции опор:

в плоскости xz

, (70)

4554 Н;

в плоскости yz

,(71)

1947 Н;

,(72)

1148 Н.

Проверка:

Ry1 + Ry2 - Fr = 1947 + 1148 - 3095 = 0.

Суммарные реакции:

= 4953 Н,

4696 Н.

Построение эпюр моментов в плоскости 0x:

Mx1 = 0,

Mx Ал = - Ry1 · l1 = - 1947 · 76,5 = - 148,95 Н·м,

Mx Ап = - Ry2 · l1 = -1148 · 76,5 = - 87,82 Н·м,

Mx2 = 0;

в плоскости 0y:Мy1 = 0,

Мy А = Rx1 · l1 = 4554 · 76,5 = 348,38 Н·м,

Мy 2 = 0;

в плоскости 0z:

Мz = M1 = 200 Н·м.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1. Намечаем радиальные шариковые подшипники 207 [3, с.335]: d = 35 мм; D = 72 мм; В = 17 мм; С = 25,5 кН; С0 = 13,7 кН.

Эквивалентная нагрузка определяется по формуле [3, с.117]:

Рэ = (X · V · PP1 + Y · Fa) · Kд · KT,(73)

где PP1 - суммарная реакция, PP1 = 4953 Н;

Fa - осевая сила, Fa = 9108 Н;

V - коэффициент, зависящий от вращения подшипника; т.к. вращается внутреннее кольцо подшипника, то V = 1;

Kд - коэффициент безопасности для приводов ленточных конвейеров, он равен Kд = 1;

KT - температурный коэффициент, KT = 1 [3, с.117].

Отношение , этой величине соответствует е ? 0,44 [3, с.117].

Отношение > е; тогда X = 0,56 и Y = 1,86.

Рэ = (0,56 · 1 · 4953 + 1,86 · 3095) · 1 · 1 = 8530 Н.

Расчетная долговечность в млн.об.:

,(74)

? 26 млн.об.

Расчетная долговечность, ч:

,(75)

где n - частота вращения двигателя, n = 731,25 об/мин;

? 593 · 103 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85.

2.8.2 Проверка долговечности подшипника ведомого вала

Ведомый вал несет такие же нагрузки, как и ведущий:

Ft = 9108 Н; Fr = 3095 Н; Fa = 2786 Н; l2 = 78,5 мм; d2 = 276,078 мм.

Рисунок 8 - Расчетная схема ведомого вала.

Реакции опор:

в плоскости xz

4554 Н;

в плоскости yz

.

- 902 Н;

,

3997 Н.

Проверка:

Ry4 - Ry3 - Fr = 3997 - 902 - 3095 = 0.

Суммарные реакции:

= 4642 Н,

= 6059 Н.

Построение эпюр моментов:

в плоскости 0x

Mx3 = 0,

Mx Бл = Ry3 · l2 = 902 · 78,5 = 70,81 Н·м,

Mx Бп = Ry4 · l2 = 3997 · 78,5 = 313,76 Н·м.

Mx4 = 0;

в плоскости 0y:

My3 = 0,

My Б = -Ry4 · l2 = -4554 · 78,5 = -357,49 Н·м,

My4 = 0;

в плоскости 0z

Mz = M2 = 1260 Н·м.

Выбираем подшипник по более нагруженной опоре 4 - шариковый однорядный подшипник 214 [3, с.335]:

d = 70 мм; D = 125 мм; В = 24 мм; С = 61,8 кН; С0 = 37,5 кН.

Отношение , этой величине соответствует е ? 0,27 [3, с.117].

Отношение > е; тогда X = 0,56; Y = 2,10.

Эквивалентная нагрузка по формуле (74):

Рэ = (0,56 · 1 · 6059 + 2,10 · 2786) · 1 · 1 = 9244 Н.

Расчетная долговечность в млн.об. (75):

? 299 млн. об.

Расчетная долговечность в часах (76):

L = ? 43 · 103 ч,

что больше установленных ГОСТ 16162 - 85.

2.8.3 Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки призматические со скругленными торцами. Размеры сечений шпонок и пазов и длины шпонок - по ГОСТ 23360 - 78 [3, с.103]. Материал шпонок - сталь 45 нормализованная. Напряжения смятия и условия прочности по формуле [3, с.106]:

? [усм],(76)

где М - вращающий момент, Н;

d - диаметр вала, мм;

b - ширина шпонки, мм;

h - высота шпонки, мм;

t1 - глубина паза шпоночной канавки, мм;

l - длина шпонки, мм;

Допускаемые напряжения смятия при стальной ступице [усм] = 100 ч 120 МПа, при чугунной ступице [усм] = 50 ч 70 МПа.

Ведущий вал:

d = 30 мм; b= 8 мм; h = 7 мм; t1 = 4 мм; l = 60 мм; М1 = 73 · 103 Н·мм.

[усм] = = 85 МПа < [усм],

материал полумуфт МУВП - чугун СЧ20.

Ведомый вал:

d = 65 мм; b= 20 мм; h = 12 мм; t1 = 7,5 мм; l = 100 мм; М2 = 1260 · 103 Н·мм.

[усм] = = 97 МПа < [усм],

материал полумуфт МУВП - чугун СЧ20.

2.9 Уточненный расчет ведомого вала

Материал вала - сталь 45 нормализованная, ув = 570 МПа. Предел выносливости при симметричном цикле изгиба:

у-1 ? 0,43 · ув,(77)

у-1 = 0,43 · 570 = 246 МПа.

Предел выносливости при симметричном цикле касательных напряжений:

ф-1 ? 0,58 · у-1,(78)

ф-1 = 0,58 · 246 = 143 МПа.

Сечение А - А.

Коэффициент запаса прочности по формуле [3, с.100]:

,(79)

где амплитуда и среднее значение отнулевого цикла:

.(80)

Диаметр вала в этом сечении 75 мм. Концентрация напряжений обусловлена наличием шпоночной канавки. kу=1,59 и kф = 1,49 [3, с.98]; масштабные факторы еу = 0,775 и еф = 0,67; коэффициенты шу = 0,15 и шф = 0,1; М2 = 1260 · 103 Н·м.

.(81)

При d = 75 мм; b = 20 мм; t1 = 7,5 мм

= 78,6 · 103 мм3.

= 8 МПа,

s = sф = = 7,8.

Изгибающий момент в горизонтальной плоскости:

М' = Rx3 · l2 = 4554 · 78,5 = 357,49 · 103 Н·м.

Изгибающий момент в вертикальной плоскости:

M" = Ry3 · l2 + Fa · = 902 · 78,5 + 2786 · 138,039 = 445 · 103 Н·мм.

Суммарный изгибающий момент в сечении А - А:

МА-А = ? 333 · 103 Н·мм.

Момент сопротивления изгибу [3, с.100]:

,(82)

= 41,6 · 103 мм3.

Амплитуда нормальных напряжений изгиба:

,(83)

? 8 МПа,

среднее напряжение уm = 0.

Коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям:

,(84)

= 14.

Результирующий коэффициент запаса прочности для сечения А - А

Страницы: 1, 2, 3, 4