Привод с электробарабаном к ленточному конвейеру

 

Т.С. Для d=90 мм, h=14 мм, b=25 мм, t₁=9, t₂=5.4.

=>

 по ГОСТ 8788-68  берем 

Шпонка: 1-25х14х100 ГОСТ 8788-68

Б.С. Для d=24 мм, h=7 мм, b=8 мм, t₁=4, t₂=3.3.

=>

по ГОСТ 8788-68  берем 

Шпонка: 1-8х7х20 ГОСТ 8788-68

2. Расчет круглых  шпонок (штифтов).

Круглые  шпонки (штифты) удобно устанавливать с торца ступицы. Отверстия под эти шпонки изготавливаются  при сборке, в сопряжении обеспечивают посадку с натягом  . Диаметр шпонки , где - диметр вала в соответствии с ГОСТ 3128-70. Размер . Число шпонок, необходимое для передачи заданного максимального момента, определяется по формуле , здесь . А т.к. материал - Сталь 40X то .

Быстроходная ступень 

Тихоходная ступень 

9. Расчет зубчатых муфт.

1. Выбор муфты  для соединения вала быстроходной ступени  с валом приводного механизма.

Для соединения входного вала редуктора с валом электродвигателя используют упругую втулочно-пальцевую  муфту (МУВП). За счет использования  в конструкции упругих элементов  данные муфты обладают способностью амортизировать толчки и удары, демпфировать колебания, разгружать отдельные элементы привода от периодически изменяющихся возмущающих моментов, действующих  на вращающиеся массы привода. Так  же выполняют компенсирующие функции, допуская некоторые радиальные и  угловые смещения валов. Данная муфта  допускает радиальные смещения валов 0,2-0,5 мм, осевые - 1-5 мм и угловые до 1°.

где: k₁=1 – коэффициент безопасности (стр. 227[1])

                k₂=1 – коэффициент учитывающий условия работы муфты (стр. 227[1])

       – момент действующий на колесо а быстроходной ступени

       – момент действующий на колесо а быстроходной ступени

В соответствии с полученным T_M по ГОСТ 21424-75 (таблица 13,2 [1]) выбираю размеры упругой втулочно-пальцевой муфты со следующими характеристиками:

Исходя из размеров муфты  выбираем размеры и количество пальцев:

При работе муфты в условиях смещений валов возникает радиальное усилие, нагружающее вал, принимаемое  условно равным , где - окружное усилие, действующее на пальцы муфты, равное

2. Выбор муфты  для соединения с рабочим органом.

Выбираем зубчатую муфту  по ГОСТ 92-8764-76. Размеры муфты выбираем по таблице 13,1стр. 229 [1]. Исходя из диаметра вала и величины момента передаваемой муфтой

 из графика на стр. 230[1].

Диаметр окружности выступов муфты  . Диаметр окружности впадин муфты . Длина зубчатой втулки ориентировочно определяется из соотношения . При работе муфты в условиях смещений соединяемых валов возникает неуравновешенная радиальная сила ( ) и момент , нагружающие вал.

3. Выбор муфты  для передачи крутящего момента  от водила h₂ к колесу a₁.

Для обеспечения радиальной подвижности основных плавающих  звеньев планетарных передач  с целью компенсации погрешностей изготовления используются зубчатые соединительные муфты. Геометрические параметры зубчатого  сочленения соединительных муфт центральных  колес с внешними зубьями могут  выбираться аналогично параметрам зубчатых муфт по ГОСТ 5006-55. При проектировании нестандартных муфт расчетный диаметр  зубчатого венца может быть найден по эмпирической формуле:

где - крутящий момент, передаваемый муфтой, Н*м;

       - отношение рабочей ширины зубчатого венца к расчетному диаметру (рекомендуется );

-коэффициент, зависящий от  твердости активных поверхностей  зубьев муфты;  .

По рис.13.2[1] определяем основные параметры муфты: z_м=30, m_м=2 мм. Длинна l_м=82 мм (определяется конструктивно).

 

10. Расчет фундаментных болтов.

 

Рисунок 7

 

1. Определение внешних нагрузок, действующих на болт, в групповом болтовом соединении.

Считая, что предварительная  затяжка одинакова для всех болтов и обеспечивает не раскрытие стыка  при действии внешних нагрузок, и  предполагая, что нагрузка между  болтами  и по поверхности стыка  изменяется по линейному закону, получают наибольшую растягивающую внешнюю  силу, действующую на болт:

2. Определения силы затяжки и расчетной осевой силы болта группового соединения.

В расчетной практике принимают  , где - коэффициент затяжки при , и при ; - коэффициент внешней нагрузки для проектировочного расчета и соединений из стальных и чугунных деталей рекомендуют: .

Проверим условия не раскрытия  стыка 

где:  - площадь поверхности стыка ; - моменты инерции площади стыка относительно осей и : ; - минимальное допустимое напряжения сжатия в стыке, обеспечивающее жесткость и не раскрытие его .

 Расчетная осевая сила  болта определяется из выражения 

Условие выполняется( ).

3. Определение диаметра болта.

Внутренний диаметр резьбы болта, при действии внешней не изменяющейся нагрузке ( ), , где - допускаемое напряжение растяжения , - предел текучести материала болта; - допускаемый коэффициент запаса прочности. При неконтролируемой затяжки для проектируемого расчета коэффициент определяется по приближенной зависимости:

 где 

т.к. (стр.197[1])

класс точности 6.6 марки стали  болта 35;45,40Г, марка стали гайки 15.

Для крепления редуктора  к плите используем четыре болта:

 

 

 

4. Проверочный расчет болтов на прочность.

Расчет болта на статическую  прочность.

Условие прочности: ,  где .

Условие прочности выполняется.

Расчет болта на циклическую  прочность.

При действии внешней нагрузки изменяющейся от до коэффициент запаса прочности находится из соотношения , где - придел выносливости болта при коэффициенте асимметрии цикла изменения напряжения находится из формулы . Здесь определяются из зависимости , где - коэффициент чувствительности материала к концентрации напряжений; - теоретический коэффициент концентрации напряжения.

Действующая амплитуда напряжения:

 

Вывод: Т.к. все условия выполняются, то болты можно считать надежными.

 

11. Расчет КПД  редуктора.

С учетом потерь на трение в  зацеплении , в подшипниках и на размешивание и разбрызгивание масла КПД равен:

Коэффициент потерь на трение в зацеплении определяется по упрощенной зависимости  , где - коэффициент трения в зацеплении; величину находят из рис. 2.9 в зависимости от суммы скоростей контактирующих точек относительно зоны контакта: , где - окружная скорость зубчатых колес. Расчет коэффициента потерь на трение в подшипниках качения производится по формуле , где - момент трения и частота вращения - го подшипника; - число подшипников в опоре; - произведение момента и частоты вращения рабочего органа. Приближенное значение момента трения определяются из зависимости , где - коэффициент трения в подшипнике; - внутренней диаметр подшипника; - радиальная нагрузка на подшипник. Ориентировочные значения коэффициентов составляют: для радиальных шариковых однорядных подшипников – 0,0015; для радиальных с цилиндрическими роликами – 0,0011.

 

1. Расчет КПД  быстроходной ступени.

Для зацепления a-g.

Для зацепления g-b.

Момент трения в подшипниках  вала.

Момент трения в подшипниках  сателлита.

2. Расчет КПД  тихоходной ступени.

Для зацепления a-g.

Для зацепления g-b.

Момент трения в подшипниках  вала.

Момент трения в подшипниках  сателлита.

Общее КПД редуктора.

12. Расчет на нагрев и выбор смазки.

Повышение температуры сопряженных  поверхностей кинематических пар зубчатых передач в результате работы сил  трения вызывает падение защитных свойств  маслянистого слоя. Во избежания повышения  интенсивности изнашивания и  для предупреждения опасных форм повреждения контактирующих поверхностей температура масла  не должна превышать предельного допускаемого значения , при котором масло еще сохраняет свои защитные функции. Обычно принимают .

Для передач, работающих при  постоянной нагрузке в течение времени, достаточного для появления установившегося  теплового режима, надо обеспечить условие 

где:  - установившаяся температура масла, °C; - мощность на ведущем валу передачи, Вт; - КПД редуктора; - температура окружающего воздуха (при отсутствии специальных указаний принимается равной ); - мощность теплового потока, отводимого от передачи в окружающую среду при перепаде температур в ,

,

 где:  - коэффициент теплоотдачи с поверхности корпуса, не обдуваемого вентилятором ; - коэффициент теплопередачи при использовании искусственного обдува корпуса, например центробежным вентилятором, ( - скорость потока воздуха относительно охлаждаемой поверхности, ориентировочно принимают , мы примем , т.е. мы не будем ставить обдуватель, и проверим выполняется ли условие для такого случая); и - площади соответственно не обдуваемых и обдуваемых поверхностей корпуса, омываемых внутри маслом или его брызгами (включая 50% поверхности ребер, предназначенных для охлаждения). Для упрощения расчета площади не обдуваемой поверхности (вся поверхность редуктора) примем редуктор за шар радиусом R=200 мм.

Для смазывания зубчатых передач  со стальными зубьями ориентировочное  значение вязкости масла определяется в зависимости от  фактора 

Где - твердость по Виккерсу активных поверхностей зубьев;    - контактные напряжения, ;      - окружная скорость в зацеплении,

В соответствии с полученным значением вязкости выбираем индустриальное масло И50-А (ГОСТ 20799-75).

13. Выбор электродвигателя.

Выбор электродвигателя из каталога производится по номинальной мощности (где - расчетная мощность двигателя, определяемая с учетом режима работы привода, где - угловая скорость вала рабочего органа, рад/c, - КПД механической передачи) и частота вращения.

Длительный режим работы характеризуется продолжительностью работы, достаточной для того, чтобы  температура нагрева двигателя  достигла установившегося значения. Заданный внешний переменный момент заменяют эквивалентным постоянным моментом, рассчитываемый по формуле  , где - ступень нагрузки и соответствующий ей время работы по гистограмме; - суммарное время работы под нагрузкой.

Проверка двигателя на перегрузку преследует цель предотвратить  «опрокидывание» (остановку нагрузкой) при резком увеличении внешней нагрузки. Проверку двигателя производят при  возможных неблагоприятных условиях эксплуатации, когда напряжение в  электрической сети понижено до 10% (что  соответствует уменьшению движущего  момента на 19%), а нагрузка достигает  максимального значения , где - кратность максимального момента по каталогу для выбранного электродвигателя; - максимальный момент по гистограмме (рис. 2.11 и 19.17 [1]).

Выбираем короткозамкнутый трехфазный асинхронный двигатель  серии 4А (при синхронной частоте  вращения 1500 об/мин) климатического исполнения У, категории 3 по ГОСТ 19523-74, общего применения предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного  тока с частотой 50 Гц.

4А160S4У3  Р=15 кВт    n=1500 об/мин

Проверим  двигатель на перегрузку:

Неравенство выполняется, следовательно, двигатель надежен.

14. Проектировочный расчет основных параметров корпуса  по критерию жесткости.

 

Толщина стенок корпуса  .

Толщина стенок крышки .

Толщина ребра: в сопряжении со стенкой корпуса  .

          в сопряжении со стенкой крышки .

Диаметр фундаментальных  болтов .

Толщина фундаментальных  лап  .

Расстояние от стенки корпуса  до края фланца фундаментальных лап.

.

Расстояние от стенки корпуса  до края фланца фундаментных лап  .

Толщина подъемных ушей корпуса  .

Список литературы

1. “Курсовое проектирование Деталей  машин”. В.Н. Кудрявцев, Ю.А. Державец, И.И. Арефьев. Л.: Машиностроение, 1983, 400 с.
2. “Детали машин”. В.Н. Кудрявцев. Л. Машиностроение, 1980, 464 c.
3. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». Том I, М.: Машиностроение. 1979, 728 с.
4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». Том II, М.: Машиностроение. 1982, 584 с.
5. Анурьев В.И. «Справочник конструктора-машиностроителя». Том III, М.: Машиностроение. 1979, 557 с.
6. “Методическое указание к лабораторным работам по курсу «Деталей машин»”. Часть II. Под редакцией Кузьмина, Л.: ЛМИ, 1986, 69 с.
7. «Подшипники качения» Справочник-каталог / Под редакцией В.Н. Нарышкина Р.В. Коросташевского. М.: Машиностроение 1984.