Проектирование привода к скребковому транспортеру

Задание: спроектировать привод к скребковому транспортеру по данной кинематической схеме.

Исходные данные:

Крутящий момент на выходном валу привода T_р=1,9 кН

Частота вращения выходного  вала привода n_р=19 мин^-1

Передаточное число редуктора U_ред=22,4

Передаточное число тихоходной ступени редуктора U_{тих.ред}=6,3

1. Выбор электродвигателя

Потребная мощность электродвигателя:

 Вт

Угловая скорость привода

 с^-1

К.п.д. цилиндрического 2-ступенчатого редуктора η_р=0,97 
К.п.д. цепной передачи η_ц=0,92 
К.п.д. муфты η_м=0,975 
К.п.д. подшипников качения η_пк=0,99 
Общий к.п.д. η_o=η_пк·η_р·η_ц·η_м =0,99·0,97·0,92·0,975=0,861

Электродвигатель	P, кВт	n, мин-1	Uo=n/nр	Uред, мин-1	U56= Uо/Uред
АИР132М8	5,5	712	37,474	22,4	1,673
АИР132S6		960	50,526		2,256
АИР112М4		1432	75,368		3,365
АИР100L2		2850	150		6,696

По рекомендациям U₅₆=2…3, исходя из чего выбираем наиболее подходящий электродвигатель АИР132S6 ГОСТ 183-74

Принимаем U₃₄=5; U₁₂=U_ред/ U₃₄=22,4/5=4,48

Мощность 5500 Вт 
Асинхронная частота вращения выходого вала электродвигателя 960 мин^-1

2. Кинематический расчет привода

n₁=n_дв=960 мин^-1 
n₂=n₁/(u₁₂)=960/2=214,286 мин^-1 
n₃=n₂=214,286 мин^-1 
n₄=n₃/u₃₄=214,286/5=42,857 мин^-1 
n₅=n₄=42,857 мин^-1 
n₆=n₅/u₅₆=42,857/2,256=19 мин^-1 
Проверка 
n₆=n_вых=19 мин^-1

3. Силовой расчет

T₆=T_р/η_пк=1900/0,99=1919,192 Нм 
T_вых=T₅=T₄=T₆/U₅₆η_цп=1919,192/2,256∙0,92=924,68 Нм 
T_вх=T₁=T₄/U_редη_ред =924,68/22,4∙0,97=42,557 Нм 
T_дв= T₁/η_м =42,557/0,975=43,648 Нм

 

где

Проверка: 

4. Выбор редуктора

Исходные данные:

Передаточное число редуктора u=22,4 
Крутящий момент на выходном валу редуктора T₅=924,68 Нм

Выбираем редуктор, исходя из условия T_тих≤T_н.тих.

T_тих=924,68< T_н.тих=1250 Нм

Условию удовлетворяет редуктор Ц2У-160-22,4

5. Расчет цепной передачи

Число зубьев ведущей звездочки:

z₁=29–2u=29–2∙2,256=24,488

Принимаем z₁=25 
Число зубьев ведомой звездочки:

z₂=z₁u=25∙2,256=56,4

Принимаем z₂=56

Выбираем однорядную цепь и вычисляем шаг цепи:

41,65

По ГОСТ 13568-75 принимаем t=44,45

Принимаем значение межосевого расстояния в шагах a_t=40 
Проводим проверку цепи на износостойкость по среднему давлению в шарнирах

 

Окружная сила:

F_t=P/V=T₅πn₅/30v=924,68∙3,14∙42,857/30∙0,79=5253 Н

где средняя скорость цепи:

v=z₁tn₅/60000=25∙44,45∙42,857/60000=0,79 м/с

Коэффициент эксплуатации K_э=K_дK_аK_нK_смK_регK_реж=1,2∙1∙1∙1,5∙1,25∙1=2,25

где:

–коэффициент динамичности K_д=1,2

–коэффициент межосевого расстояния a=(30…50)t K_а=1

–коэффициент наклона  оси передачи к горизонту для  углов менее 60° K_н=1

–коэффициент смазки для  периодического смазывания K_см=1,5

–коэффициент регулировки  без регулирования K_рег=1,25

–коэффициент режима при  односменной работе K_реж=1

Проекция площади шарнира A_oп=475 мм² 
Допустимое давление в шарнире [p]=35

 

Число звеньев цепи

 

Принимаем четное число звеньев L_t=122 мм

Межосевое расстояние

 

Длина цепи:

L=L_tt=122∙44,45=5422,9 мм

Диаметры делительных окружностей звездочек:

D_д1=t/sin(180/z₁)=44,45/sin(180/25)=354,65 мм 
D_д2=t/sin(180/z₂)=44,45/sin(180/56)=792,75 мм

Диаметры окружности выступов зубьев:

D_e1=t[0,5+ctg(180/z₁)] =44,45[0,5+ctg(180/25)]=374,08 мм 
D_e2=t[0,5+ctg(180/z₂)] =44,45[0,5+ctg(180/56)]=813,73 мм

Разрушающая нагрузка F_разр=172,4 кН

Натяжение от провисания цепи, силы тяжести 

F_q=K_faqg=6∙1,778∙7,5∙9,81=784,9 Н,

где коэффициент провисания для горизонтальных передач K_f=6 
 ускорение свободного падения g=9,81 м/с² 
 масса одного метра цепи q=7,5 кг/м 
Натяжение от центробежных сил

F_ц=qv²=7,5∙0,79²=4,7 Н

K=F_разр/F_1max≥5…6

или K=F_разр/(К_ДF_t+F_q+F_ц)=89000/(1,8∙5253+784,9+4,7)=24,3≥5…6

Нагрузка на валы F_в=(1,1…1,15)F_t=1,15∙5253=6041 Н

6. Определение основных параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние зубчатой передачи a_w=160 мм

Коэффициент относительной ширины ψ_ba по ГОСТ 6636-69 для ассиметричного расположения колес принимаем ψ_ba=0,36

Ширина зубчатого венца  колеса b_w4=b_w=ψ_baа_w=0,36∙160=60 мм

Ширина зубчатого венца  шестерни b_w3=b_w4+(3...5) мм=60+(3...5)=63...65 мм

Принимаем b_w3=64 мм 
Модуль в нормальном сечении m_n=(0,01...0,02)а_w =0,015∙160=2,4 мм ≥ 2 мм

По рекомендациям ГОСТ 9563-80 принимаем m_n=2,5

По рекомендациям для косозубых колес принимают в диапазоне 8...16°

Принимаем β =12° 
Определяем число зубьев колес

 

Окончательно принимаем ближайшее целое число Z_∑=125

 

β =12,419=12°25''8'

Число зубьев шестерни Z₁=Z_∑/(U₃₄+1)=125/(5+1)=20,83

Принимаем Z₃=21

Число зубьев колеса Z₂=Z_∑–Z₃=125–21=104

Диаметр делительной окружности шестерни

d₃=(m_nZ₃)/cos β=2,5∙21/0,9766=53,8 мм

Диаметр делительной окружности колеса

d₄=(m_nZ₄)/cos β=2,5∙104/0,9766=266,2 мм

Диаметры окружностей  вершин зубьев

d_a3=d₃+2m_n=53,8+2∙2,5=58,8 мм 
d_a4=d₄+2m_n=266,2+2∙2,5=271,2 мм

Диаметры окружностей  впадин зубьев

d_f3=d₃–2,5m_n=53,8–2,5∙2,5=47,55 мм 
d_f4=d₄–2,5m_n=266,2–2,5∙2,5=259,95 мм

2. Определяем силы в  зацеплении

F_t3=–F_t4=2T₄/d₄=2∙924,68/0,2662=6947,3 Н 
F_r3=–F_r4=F_t·tg α/cos β=6947,3 ∙tg 20°/0,9766=2589,2 Н 
F_a3=–F_a4=F_t·tg β =6947,3 ∙tg 12,419=1529,9 Н

 

7. Расчет вала редуктора

T=924,7 Нм

По каталогу определяем необходимые  для дальнейших расчетов размеры  редуктора:

B=195 мм 
l₂=82 мм 
d=55 мм 
d_k=d₄=266,2 мм

Составляем расчетную  схему вала

 

Определяем расстояние между опорами вала a.

a=B–(25+(T_п/2))∙2=195–2(25+10…14)=121 мм 
a₁=(T_п/2)+10+(b_w/2)=10…14+10+60/2=52 мм 
a₂=a–a₁=121–52=69 мм 
a₃=l₂/2+25+(T_п/2)=82/2+25+(10…14)=78 мм

Определяем основные нагрузки.

Приводим силы F_t, F_r, F_a к точке на оси вала. 
При этом возникают пары сил:

M_a=F_a(d_k/2)=1529,9(0,2662/2)=203,6 Нм

F_к=250=250=7602,2 Нм

Определяем реакции опор, используя уравнение статики. 
По условию: F_ra₂–M_a–R_z1(a₁+a₂)=0

 

По условию: F_ra₁+M_a–R_z2(a₁+a₂)=0

 

По условию: –R_x1(a₁+a₂)+F_ta₂=0

 

По условию: –R_x2(a₁+a₂)+F_ta₁=0

 

Определяем реакции опор от консольной нагрузки F_k. 
По условию: –R_k1(a₁+a₂)+F_ka₃=0

 

По условию: R_k1–R_k2+F_k=0 
отсюда R_k2=R_k1+F_k=4900,6+7602,2=12502,8 H

Определяем изгибающие моменты.

M_x1=R_x1a₁=3961,7∙0,052=206 Нм 
M_z1=R_z1a₁=3159,1∙0,052=164,3 Нм 
M_z1'=M_z1+M_a=71,8–203,6=-39,3 Нм 
M_k1=R_k1a₁=4900,6∙0,052=254,8 Нм 
M_k2=F_ka₃=7602,2∙0,078=593 Нм 
M_∑1=+M_k1=+254,8=518,3 Нм 
M_∑2=M_k2=593 Нм 
F_r1=+R_к1=+4900,6=9967,6 Н 
F_r2=+R_к2=+12502,8=15542,3 Н

Определяем диаметры участков тихоходного вала:

Диаметры участков вала под колесо принимаем d_п=55, d_к= 55 мм

При этом наиболее опасным  сечением будет участок под подшипник

Момент сопротивления  изгибу вала:

 

Момент сопротивления  кручению вала:

 

 

 

Выполняем проверочный расчет вала на сопротивление усталости

Для изготовления вала выбираем сталь 45 ГОСТ 1050-88, термообработка-улучшение, предел прочности σ_в=850 МПа.

σ_-1=(0,4…0,5)σ_в=382,5 МПа 
τ_-1=0,58σ_в=221,9 МПа

 

τ_m=τ_a=13,9 МПа

Масштабный фактор качества поверхности K_d=0,79

K_f=1 для шлифованной поверхности. 
K_σ=2,97 
K_τ=1,95 
ψ_σ=0,02+2·10^–4σ_в=0,19 
ψ_τ=0,5ψ_σ=0,1

 

 

8. Проверочный расчет шпоночных соединений

Выполняем проверочный расчёт шпоночного соединения на смятие:

 

Т=924,68 Нм - крутящий момент на валу

Параметр	участок под колесо	выходной  участок вала
Диаметр участка d	55	55
Высота  шпонки h	10	10
Ширина  шпонки b	16	16
Длина шпонки lшп	70	70
Рабочая длина шпонки lp=lшп-b	54	54
Глубина паза на валу t1	6	6
Глубина паза во втулке t2	4.3	4.3

[σ_см]-допускаемые напряжения смятия, МПа.

Шпонки под колесо и звездочку

устанавливаем 2 шпонки

 

9. Подбор подшипников качения

Исходные данные 
d=55 мм 
F_R1=9967,6 Н 
F_R2=15542,3 Н  
F_a=1529,9 Н 
L_h=10000 ч 
n₄=42,857 мин^-1

 

Из соотношения F_a≤0,35F_r назначаем шариковый радиальный подшипник 311 ГОСТ 8338-75

d=55 мм, D=120 мм, b=29 мм

Базовая грузоподъемность C_r=71500 Н, C_0r=41500 Н

исходя из значения выражения  

e=0,24.

Для F_a/F_r1=1529,9/9967,6=0,15<e=0,24 → X=1, Y=0

Для F_a/F_r2=1529,9/15542,3=0,10<e=0,24 → X=1, Y=0

Определим эквивалентную  осевую нагрузку.

 

 

где коэффициент безопасности K_б=1,4

температур. коэфф. K_т=1,0 для температуры до 100°С.

Для максимального 

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при a₁=1, a₂₃=1

 

10. Подбор муфты

Рабочий момент муфты T_р=T_дв∙k=43,648∙1,5=65,5 Нм;

Диаметр выходного конца  вала электродвигателя d_в=38 мм;

Диаметр входного вала редуктора d_в=25 мм;

Поправочный коэффициент k=1,5

По ГОСТ 20884-82 подбираем муфту упругую с торообразной оболочкой 200-38-30

[T_р]=200 Нм ≥ T_р=65,5 Нм