Привод ленточного транспортера

 

Студент Лящёв А.В.

Руководитель проекта

Гудков В.В.

 

Москва - 2006 г

1. Краткие сведения о ленточном транспортере

 

Ленточный транспортер – машина непрерывного транспорта для горизонтального перемещения различных грузов, устанавливаемая в отапливаемом помещении. С его помощью можно также перемещать сыпучие и кусковые материалы. Транспортер широко применяют для механизации погрузочно-разгрузочных операций, для транспортировки изделий в технологических поточных линиях и т.д.

В настоящее время, известно большое количество разнообразных транспортирующих устройств, различающихся как по принципу действия, так и по конструкции.

 

2. Расчеты

 

2.1 Кинематические и энергетические расчеты (см. [1], стр. 5)

 

2.1.1 Выбор электродвигателя

Приступая к выполнению проекта, в первую очередь выбирают электродвигатель, для этого определяют его мощность и частоту вращения.

В общем машиностроении широкое распространение получили асинхронные двигатели трехфазного тока с короткозамкнутым ротором. Отечественная промышленность выпускает двигатели серии 4А в диапазоне мощностей 0.06-400 кВт.

1. Момент на приводном валу:

 

 

где -окружное усилие на барабане;  -диаметр барабана.

2.Частата вращения тихоходного вала:

 

 

где -скорость движения ленты.

3.Определяем потребляемую мощность без затраты на механические потери:

 

 

4.КПД передачи (см. [1], стр. 7):

 

 

где h_м– КПД муфты; h_пер - КПД червячной передачи,h_под– КПД опор.

5.Определяем потребляемую мощность с учетом механических потерь:

 

 

Ближайшие стандартные мощности 1.5кВт и 2.2кВт.Выбираем 1.5кВт,так как перегрузка в допустимых пределах

 

℅.

 

6.Выбор частоты вращения электродвигателя:

 

 

По расчету выбираем двигатель АИР 80 B4 (1.5 кВт;1395 ).

7.Определяем передаточное число редуктора, момент на тихоходном валу, и частоту вращения на тихоходном валу:

 

2.1.2 Определение передаточного отношения привода

Передаточное отношение привода определяют по формуле

 

2.1.3 Определение вращающих моментов на валах привода

Вращающий момент (Н∙м) на тихоходном валу определяется по формуле

 

;

 

Вращающий момент (Н∙м) на приводном валу: .

Полученные данные обрабатываем с помощью ЭВМ.

 

2.2 Анализ результатов расчета на ЭВМ

 

При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости: наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.

Применение ЭВМ для расчетов передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты с перебором значений (варьированием) наиболее значимых параметров: способа термической обработки или применяемых материалов (допускаемых напряжений) и др. Пользователю необходимо провести анализ влияния этих параметров на качественные показатели и с учетом налагаемых ограничений выбрать оптимальный вариант.

Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант.

На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников.

В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия.

Так как в данном случае производство редукторов серийное, то желательно чтобы размеры и стоимость были минимальны.

Расчет червячной передачи. Полный расчет червячной передачи проводится на компьютере с помощью специальной программы. В эту программу вводятся имеющиеся данные, по которым программа проводит необходимые вычисления. Результатом работы программы является таблицы 1 и 2, приводимые ниже.

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Вращающий момент на тихоходном валу, Н∙м.363.4

Частота вращения тихоходного вала, об/мин 30.3

Ресурс, час 8000

Режим нагружения 2

Передаточное отношение механизма 46

Максимальная перегрузка 2,2

Коэффициент теплоотдачи, Вт/м/м/град 13

После введения данных, компьютер предлагает на выбор две конфигурации редуктора.

Исходя из наилучшего сочетания наименьшего межосевого расстояния, КПД, температуры масла и общего веса механизма выбираем первый с данной конфигурацией:

межосевое расстояние, мм  140.0

температура масла, град 70.0

материал венца колеса БрА9ЖЗЛ

для выбранной конфигурации компьютер проводит полный расчет червячной передачи.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА

Передаточное отношение механизма 46.00

Вращающий момент на Быстроходном валу, Н∙м.9.9

Тихоходном валу, Н∙м  363.0

Частота вращения Быстроходного вала, об/мин 1393.8

Масса Механизма, кг  39.6

Колес, кг  10.6

КПД, % 79.8

Температура масла, град  58.8

Межосевое расстояние, мм  140.00

Модуль, мм  5.00

Коэффициент диаметра червяка  10.00

Коэффициент смещения исходного контура 0.000

Начальный угол подъема, град 5.711

Силы в зацеплении (на колесе), Н:

окружная 3156.5

радиальная 1148.9

осевая  395.6

Контактные напряжения, МПа:

при номинальной нагрузке:

расчетные 182.1

допускаемые  194.9

при максимальной нагрузке:

расчетные 270.1

допускаемые  360.0

Напряжения изгиба, МПа:

при номинальной нагрузке:

расчетные  14.7

допускаемые  35.2

при максимальной нагрузке:

расчетные 32.4

допускаемые 72.0

 

Параметры червяка и колеса	Червяк	Колесо
Число заходов (зубьев)	1	46
Диаметры, мм:
Делительный	50,000	230,000
Начальный	50,000	230,000
Вершин	60,000	240,000
Впадин	38,000	218,000
Наибольший колеса	-	250,000
Ширина зубчатого венца, мм	85,0	45,0

 

2.3 Эскизная компоновка червячного редуктора

 

2.3.1 Последовательность конструирования элементов механической передачи

 

 

После определения основных размеров червячной передачи редуктора вычерчивают габаритные размеры червяка (d₁× b₁) и червячного колеса(d_aM2× b₂). Величины зазоров (мм) между червячным колесом и внутренними поверхностями стенок корпуса с учетом возможных погрешностей изготовления таковы (см. [3], стр. 241):

 

 

При конструировании следует обращать внимание на возможность изготовления деталей наиболее производительным способом, на собираемость конструкции, на обеспечение смазкой всех трущихся сопряжений и в то же время на устранение застойных зон смазки и т.п.

 

2.3.2 Последовательность эскизной компоновки

 

Рис.1 Схема расположение червяка.

 

Т.к. отношение l/d=5.69<7 можно выбрать схему расположения в распор.

Изобразив контуры червячного колеса, задаются расстоянием между подшипниками червяка L ≈ d_aM2, где d_aM2— наружный диаметр червячного колеса. Один роликовый конический однорядный устанавливается с одной стороны червяка и с другой.

На первом этапе проектирования валов составляют конструктивную и расчетную схемы, определяют действующие нагрузки. Затем по формулам проектировочного расчета находят диаметры входного, выходного или промежуточного сечения вала, выбирают номинальные метры соединений, назначают высоту заплечиков, галтелей, фасок. Для полностью спроектированного вала уточняют расчетную схему, проводят расчеты на выносливость, статическую прочность и жесткость. Обоснованность назначенных конструктивно типа и размеров соединений вал — ступица должна быть также подтверждена соответствующими проверочными расчетами.

Предварительные значения диаметров (мм) различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам (см. [1], стр. 42):

для быстроходного (входного) вала

 

 

 

Принимаем d=37 исходя из технологичности изготовления червяка.

Определим высоту заплечика t_цил, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса для диаметра вала d = 16 мм (см. [1], стр. 42):

 

d, мм	17-28
tцил, мм	3
r, мм	1,5
f, мм	1,5

 

для тихоходного вала

 

 

Принимаем d=45 из нормального ряда.

Определим высоту заплечика t_кон, координату r фаски подшипника и размер f (мм) фаски колеса для диаметра вала d = 43 мм (см. [1], стр. 42):

 

d, мм	40-44
Tцил, мм	3,5
r, мм	2,5
f, мм	1.2

 

 

Принимаем d=50 как ближайший стандартный.

Длина ступицы червячного колеса:

 

 

2.3.3 Регулирование червячных передач

Существует несколько способов регулирования зацепления червячного зацепления, цель которых - совместить среднюю плоскость червячного колеса с осью вращения червяка, чтобы получить надлежащую площадь и расположение пятна контакта.

Прежде всего необходимо отрегулировать осевой зазор или «осевую игру» подшипников качения, так как в противном случае получить правильное зацепление не представляется возможным.

Регулируемые радиально-упорные подшипники считаются правильно отрегулированными, если при перемещении вала в осевом направлений из одного крайнего положения в другое, осевой зазор находится в требуемых пределах. Величину зазора определяют по справочникам в зависимости от диаметра подшипников, расстояния между опорами и температурного режима работы.

Для регулировки зацепления в индивидуальном и мелкосерийном производстве на витки червяка наносят тонкий слой краски, (берлинской лазури по ТУ 6-10-1282-73), затем проворачивают червяк, чтобы червячное колесо сделало не менее одного оборота и визуально контролируют размеры и расположение пятна контакта на зубьях колеса. Пятно должно располагаться в середине зуба оптимально с небольшим смещением в сторону выхода витков червяка из зацепления. Смещая колесо в осевом направлении «на пятно» с помощью набора металлических прокладок или с помощью резьбовых деталей, добиваются необходимого расположения пятна на зубьях колеса. От качества выполнения данной операции во многом зависят эксплуатационные свойства передачи: КПД, ресурс, передаваемый момент и т. д. Данный метод достаточно трудоемок и неточен (по существу это селективная сборка, а размеры пятна в значительной степени зависят от толщины нанесенного слоя краски). Лучшие результаты дает контроль пятна, если краску нанести на два рядом расположенных зуба колеса и провернуть его на 10... 15 оборотов. В лабораторных условиях применяют контроль пятна после окисления поверхности зубьев колеса специальными растворами и проворачивания передачи под небольшой нагрузкой (10...20% номинальной). В этом случае пятно видно достаточно отчетливо, но растворы токсичны и на окисление требуется 15...20 минут. Применяют также контроль пятна по «блику» после приработки.

В условиях крупносерийного производства используют специальные сборочные стапели с автоматическими операциями регулирования. В последнем случае требуется повышенная точность изготовления базирующих поверхностей деталей передачи.

 

2.4 Расчеты подшипников на заданный ресурс

 

При курсовом проектировании механических передач в качестве опор вращающихся деталей используют, как правило, стандартные подшипники качения. Роликоподшипники в сравнении с шариковыми обладают меньшей быстроходностью, более высокой несущей способностью и жесткостью, но более чувствительны к перекосам осей колец.

Это означает, что при заданном угле перекоса несущая способность роликового подшипника снижается больше, чем шарикового. Поэтому применение роликоподшипников сопровождается повышенными требованиями к точности посадочных поверхностей под наружные кольца, жесткости элементов конструкции (в первую очередь валов) и точности фиксирования колец.

В зацеплении возникают большие значения осевой силы. Шариковый подшипник не способен выдержать высокие нагрузки в осевом направлении. Выбираем роликовый конический однорядный подшипник.

 

2.4.1 Расчеты подшипников на заданный ресурс быстроходного вала

 

Рис 5.Расчетная схема опор быстроходного вала.

 

 

где  - окружная сила на расчетном диаметре вала.

 

Рассчитаем реакции в опорах, исходя из условия равновесия для абсолютно твердого тела по следующим формулам

 

 

 

 

 

где F_R – радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо, F_R = 144 Н,

F_t – окружная сила на червяке, равная осевой силе на колесе, F_t = 360 Н;

 

 

 

 

Максимальную радиальную силу, действующую на первый подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

 

 

 

Максимальную радиальную силу, действующую на второй подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

 

 

 

F_Amax – окружная сила на колесе, равная по модулю осевой силе на червяке, F_A = 3156,5 H;

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности K_E = 0.63(см. [1], стр. 118).

Вычисляем эквивалентные нагрузки

 

 

Предварительно назначаем роликовые радиально упорные подшипники легкой серии 7200 (для этих подшипников (см. [2], стр. 265) d = 40 мм, D = 80 мм, b = 18 мм, c = 16 мм, T = 19.75 мм, C_r = 58.3 кН, C_0r = 40.0 кН, e = 0.37).

Определим значение угла a

 

 

Тогда для роликового радиально-упорного подшипника

 

X = 0.5;

Y = 0.22∙ctga.

Y = 0.22∙ctg13.9º = 0,88.

 

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при температурном коэффициенте K_T = 1, который соответствует рабочей температуре подшипника q<105º C и коэффициенте безопасности, равном K_б = 1.4, который соответствует нагрузкам характеризующимся умеренными толчками; вибрационной нагрузкой; кратковременными перегрузками до 150% номинальной нагрузки

 

 

Расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90% (см. [1], табл. 7.5)), a₂₃ = 0.6 (обычные условия применения (см. [1], стр. 108)) и k = 3.33 (роликовый подшипник)

 

где n – частота вращения вала, n = 1393.8 мин^-1.

 

 

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L’_10ah, (72083>8000) то предварительно назначенный подшипник 7208А пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

 

2.4.2 Расчеты подшипников на заданный ресурс тихоходного вала

 

Рис 5.Расчетная схема опор тихоходного вала.

 

 

 

Рассчитаем реакции в опорах, исходя из условия равновесия для абсолютно твердого тела по следующим формулам

 

 

 

 

 

где F_R – радиальная сила, раздвигающая червяк и колесо, F_R = 1148.4 Н,

F_t – окружная сила на колесе, F_t = 3156,6 Н;

 

 

 

 

Максимальную радиальную силу, действующую на первый подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

 

 

 

Максимальную радиальную силу, действующую на второй подшипниковый узел, рассчитаем по формуле

 

 

 

F_A – осевая сила в зацеплении, F_A = 395.6 H;

Для типового режима нагружения II коэффициент эквивалентности K_E = 0.63(см. [1], стр. 108).

Определяем постоянные нагрузки, эквивалентные заданному переменному режиму нагружения:

 

 

Предварительно назначаем роликовые радиально упорные подшипники легкой серии 7200 (для этих подшипников (см. [2], стр. 265) d = 50 мм, D = 90 мм, b = 20 мм, c = 18 мм, T = 22.75 мм, C_r = 70,4 кН, C_0r = 55 кН, e = 0.41).

Определяем минимальные осевые нагрузки на подшипники.

 

 

Для первой опоры

 

 

Для второй опоры

 

 

Определяем осевые реакции опор. Полагаем, что F_a1E = F_a1Emin = 2374,8 H, тогда из условия равновесия

 

 

что больше, чем F_a2Emin=969,2, а следовательно реакции найдены верно.

Отношение

 

что меньше e = 0.41 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 1: X=1, Y=0.

Отношение

 

 

что больше e = 0.41 (V=1 при вращении внутреннего кольца). Тогда для опоры 2: X=0.4, Y=1.5.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при температурном коэффициенте K_T = 1, который соответствует рабочей температуре подшипника q<105º C и коэффициенте безопасности, равном K_б = 1.4, который соответствует нагрузкам характеризующимся умеренными толчками; вибрационной нагрузкой; кратковременными перегрузками до 150% номинальной нагрузки в опорах 1 и 2

 

 

Для подшипника более нагруженной опоры 1 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90% (см. [1], табл. 7.5)), a₂₃ = 0.6 (обычные условия применения (см. [1], стр. 108)) и k = 3.33 (роликовый подшипник)

 

 

где n – частота вращения вала, n = 30.3 мин^-1.

 

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L’_10ah, (236022>8000) то предварительно назначенный подшипник пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

 

2.4.3 Расчеты подшипников на заданный ресурс приводного вала

Для опор приводного вала предварительно выберем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники лёгкой серии по ГОСТ 5720-80 (для этих подшипников d = 50 мм, D = 90 мм, B = 20 мм, C_r = 22.9 кН, C_0r = 10.8 кН, e = 0.2).

 

Рис.7. Расчетная схема опор приводного вала.

 

Окружное усилие на барабане

 

F_k=605Н

 

Расстояния

Определение суммарной силы на валу

 

где y₀ – коэффициент тяги стандартной ременной передачи, y₀=0.67;

с_a – коэффициент динамичности, с_a =1;

с_p – коэффициент режима работы, с_p =1;

 

 

 

Силы натяжения ведущей и ведомой ветвей ремня под нагрузкой

 

 

Начальное натяжение ленты

 

 

 

Суммарную силу на валу, устанавливаемом без контроля, в передачах без регулирования натяжения рекомендовано увеличивать в 1.5 раза

 

 

Определение реакций в опорах

 

 

 

 

Определяем постоянные нагрузки, эквивалентные заданному переменному режиму нагружения:

 

 

F_a = 0, поэтому X = 1, Y = 0.

 

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при температурном коэффициенте K_T = 1, который соответствует рабочей температуре подшипника q<105º C и коэффициенте безопасности, равном K_б = 1.4, который соответствует нагрузкам характеризующимся умеренными толчками; вибрационной нагрузкой; кратковременными перегрузками до 150% номинальной нагрузки в опорах 1 и 2

 

 

Для подшипника более нагруженной опоры 2 вычисляем расчетный скорректированный ресурс при a₁=1 (вероятность безотказной работы 90% (см. [1], табл. 7.5)), a₂₃ = 0.6 (обычные условия применения (см. [1], стр. 108)) и k = 3 (шариковый подшипник)

 

 

где n – частота вращения вала, n = 48.4 мин^-1.

 

 

Так как расчетный ресурс больше требуемого L_10ah>L’_10ah, (117329.7>8000) то предварительно назначенный подшипник пригоден. При требуемом ресурсе надежности выше 90%.

 

2.5 Регулировка подшипников качения

 

2.5.1 Регулировка подшипников качения быстроходного вала

Подшипники в опорах напрессовываются на вал. Схема установки враспор.

Крепление в корпусе: подшипники в обоих опорах с одной стороны поджимаются компенсаторным кольцом, которое в свою очередь сжимается крышкой, а с другой стороны упираются в выступ вала.

Регулировка подшипников: производится набором прокладок, устанавливаемых под фланец крышки подшипников. Для этой цели применяют набор тонких металлических прокладок.

 

2.5.2 Регулировка подшипников качения тихоходного вала

Схема установки и способ крепления аналогичны установке и креплению на быстроходном валу.Только в внутреннее кольцо упирается не в вал,а в промежуточное кольцо которое в свою очередь в ступицу червячного колеса. Регулировка производится аналогичным образом – с помощью набора металлических прокладок.

 

2.6 Выбор посадок подшипников качения

 

Внутренний и наружный диаметры подшипников качения изготавливают с относительно малыми отклонениями от номинальных размеров. Требуемый характер посадки колец обеспечивают выбором соответствующих отклонений размеров сопряженных деталей. Посадки назначают в зависимости от режима работы подшипника и вида нагружения колец.

По табл. 7.8 и 7.9 (см. [1], стр. 131.) выбираем допуск наружного и внутреннего колец подшипников. Для всех используемых подшипников редуктора - допуск внутреннего кольца - m6 (нагружение колец циркуляционное, легкий режим, нагрузка спокойная с кратковременными перегрузками); допуск наружного кольца - Н7 (нагружение колец местное, легкий режим, нагрузка спокойная с кратковременными перегрузками).

 

2.7 Монтаж и демонтаж подшипников качения

 

Неправильный и небрежный монтаж и демонтаж является одной из основных причин преждевременного разрушения подшипников. При монтаже необходимо обеспечить соосность и отсутствие перекосов подшипника относительно посадочной поверхности. Перекосы колец затрудняют посадку и приводят к образованию задиров на посадочных поверхностях, а в отдельных случаях – к разрыву колец подшипников. Соосному положению способствуют фаски на посадочной поверхности, а снижению перекосов - центральное приложение усилия запрессовки. Во всех случаях монтажа во избежание вмятин на беговых дорожках недопустимо передавать усилие запрессовки через тела качения. Усилие запрессовки резко снижается при подогреве подшипников перед сборкой в масляной ванне до температуры 100-120º С. У правильно смонтированного подшипника внутреннее кольцо должно плотно прилегать по всей окружности к упорному борту.

У наружных колец, подвергающихся местному нагружению, посадка ослаблена, что существенно облегчает сборку. Для посадки подшипников в корпус с натягом применяют прессы и монтажные стаканы или оправки.

Демонтаж подшипников, смонтированных на валу или корпусе с натягом, осуществляется на прессе или при помощи винтовых съемников.

 

2.8 Проверочные расчеты валов

 

2.8.1 Расчет валов на статическую прочность

Расчет валов на статическую прочность ведут по наибольшей кратковременной нагрузке, которую определяют исходя из наиболее тяжелых условий работы с учетом динамических нагрузок и колебаний. В нескольких сечениях вала, назначаемого с учетом эпюры моментов и размеров сечений, определяют коэффициент запаса прочности по пределу текучести и сравнивают его с допускаемым [s_T]=1.5÷2.0

 

 

Здесь

 

 

где M_max, T_max, Q_max – наибольшие значения изгибающего и крутящего моментов и перерезывающей силы в рассматриваемом сечении; s_T, t_T – предел текучести материала вала по нормальным и касательным напряжениям; А – площадь сечения

Расчет быстроходного вала на статическую прочность.

Расчетная схема и эпюры приведена в Приложении 1. На основании эпюр моментов предположительно опасным является сечение, проходящее через червяк (сечение I).

 

Материал червяка – сталь 20Х.
Предел прочности, МПа	sв	650
Предел текучести, МПа	sT	400
Предел текучести, МПа	tT	240

 

Наибольшее значение изгибающего моментов

 

 

Наибольшее значение перерезывающей силы

 

 

Диаметр впадин червяка

Момент сопротивления при изгибе

 

 

Момент сопротивления при кручении

 

 

Площадь сечения

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

 

 

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений

 

 

Статическая прочность вала в выбранном сечении обеспечена.

Расчет тихоходного вала на статическую прочность.

Расчетная схема и эпюры приведена в Приложении 2. На основании эпюр моментов предположительно опасными являются сечение, проходящее через посадочное место колеса перпендикулярно оси вала (сечение I) и сечение 1.

 

Материал вала – сталь 45.
Предел прочности, МПа	sв	780
Предел текучести, МПа	sT	540
Предел текучести, МПа	tT	290

 

Рассчитаем статическую прочность тихоходного вала в сечении 1

Наибольшее значение изгибающего моментов

 

Наибольшее значение перерезывающей силы

 

 

Диаметр вала в сечении1

Момент сопротивления при изгибе

 

 

Момент сопротивления при кручении

 

 

Площадь сечения

 

 

Теоретический коэффициент концентрации напряжений может быть найден по формуле для чистого изгиба полосы, ослабленной двумя симметричными выточками (формула может использоваться для выточек разной формы, т. к. существенное влияние на коэффициент концентрации оказывает только кривизна у дна выточки) (см. [5], стр. 492).

 

 

где a – полуширина полосы в месте ослабления, a = 25 мм;

r – радиус кривизны в глубине выточки, r = 0.4 мм.

 

 

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям