Главная База знаний "Allbest" Производство и технологии Проектирование привода ленточного транспортера

Проектирование привода ленточного транспортера

Кинематический и силовой расчеты привода ленточного транспортера, подбор электродвигателя, расчет зубчатой передачи. Определение параметров валов редуктора, расчет подшипников. Описание принятой системы смазки, выбор марки масла, процесс сборки редуктора.

Рубрика	Производство и технологии
Вид	контрольная работа
Язык	русский
Дата добавления	12.01.2011
Размер файла	981,3 K

посмотреть текст работы

скачать работу можно здесь

полная информация о работе

весь список подобных работ

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА 2

1.1 Подбор электродвигателя 2
1.2 Разбивка передаточного отношения привода 3
1.3 Определение кинематических и силовых параметров на валах привода 4

2. Расчет зубчатой передачи 5
3. Расчет валов редуктора 11

3.1 Ориентировочный расчет 11
3.2 Эскизная компоновка I этап. 14
3.3 Определение усилий в зацеплениях 15
3.4 Определение реакций в опорах 16
3.5 Расчет подшипников 22

4. Описание принятой системы смазки и выбор марки масла 25
5. Проверочный расчет шпоночных соединений на срез и на смятие 27

5.1 Выбор материала шпонок 27
5.2 Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу 28
5.3 Расчет шпоночных соединений на тихоходном валу 28
5.4 Расчет шпоночных соединений под полумуфту 29

6. Описание процесса сборки редуктора 30
7. Подбор муфт 31
СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ 32
ПРИЛОЖЕНИЯ 33
СОДЕРЖАНИЕ 34

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

Исходные данные к расчету:

Окружное усилие F_t= 4,0 кН;

Скорость ленты м/с.

Диаметр барабана мм

Число оборотов двигателя

Передаточное число открытой передачи

Схему привода смотри на рисунке 1.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода.

1 - электродвигатель, 2 - ременная передача, 3 - редуктор, 4 - зубчатая муфта, 5 - приводной барабан конвейера

1.1 Подбор электродвигателя

Вычисляем требуемую мощность рабочей машины:

Определяем общий КПД:

где:

КПД открытой передачи (ременной) ;

КПД закрытой передачи (цилиндрической) ;

КПД подшипников ;

n - количество пар подшипников;

КПД муфты ;

m - количество муфт.

Требуемая мощность электродвигателя

Выбираем двигатель:

Тип: 4АМ 132S4У3 ГОСТ 19523-81

Мощность:

Частота вращения асинхронная:

1.2 Разбивка передаточного отношения привода

Определяем частоту вращения приводного вала

где D - диаметр барабана ленточного конвейера.

Находим общее передаточное число

Разбивка передаточного числа

Исходя из стандартных параметров передаточных отношений для цилиндрической закрытой передачи принимаем:

1.3. Определение кинематических и силовых параметров на валах привода

Вычисления параметров привода сведем в таблицу 1.

Таблица 1.

Параметр	Вал	Последовательное соединение элементов привода по кинематической схеме
		дв-оп-зп-м
Мощность Р, кВт	дв Б Т вых	Р_дв=7,5 Р₁=Р_дв_о.п._пк=7,5·0,98·0,99=7,27 Р₂=Р₁_зп_пк=7,27·0,98·0,99=7,06 Р_вых=Р₂_м_пс=7,06·0,99·0,99=6,92
Частота враще-ния n, об/мин	Угловая скорость , рад/с	дв Б Т вых	n_ном=1500 n₁=n_ном/U_о.п.=1500/4,5=333,3 n₂=n₁/ U_з.п.=333,3/5,6=59,52 n_вых=n₂=59,52	_ном=n_ном/30=157 ₁=_ном/ U_о.п.=157/4,5=34,9 ₂=₁/ U_з.п.=34,9/5,6=6,23 _вых=₂ =6,23
Вращающий момент Т, Нм	дв Б Т вых	Т_дв=Р_дв10³/_ном=7,5•10³/157=47,77 Т₁=Т_двU_о.п._о.п._пк=47,77·4,5·0,98·0,99=208,56 Т₂=Т₁U_з.п_з.п_пк=208,56·5,6·0,98·0,99=1133,14 Т_вых=Т₂_м_пс=1133,14·0,99·0,99=1110,6

2. Расчет зубчатой передачи

Расчеты выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 45 с средней твердостью

H₁= 205НВ (нормализация).

Для колеса выбираем сталь 35 с средней твердостью H₂ = 182НВ (нормализация).

Предварительное значение межосевого расстояния:

где К = 10 - коэффициент зависящий от поверхностной твердости колеса и шестерни (H₁ ? 350, H₂ ? 350)

Окружная скорость:

Найдем допускаемые контактные напряжения и :

где - предел контактной выносливости, - для Н ? 350,

тогда для шестерни:

для колеса

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала, ;

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

при условии

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

- ресурс передачи.

В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших , поэтому при принимают .

Для длительно работающих быстроходных передач , следовательно,

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

При H ? 350 HB

Тогда принимаем

Допускаемые напряжения для цилиндрических передач равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса .

Для цилиндрических и конических передач с непрямыми зубьями в связи с расположением линии контакта под углом к полюсной линии допускаемые напряжения вычисляются по формуле:

Допустимое напряжение для Стали 35 (нормализация)

Условие на выносливость по контактным напряжениям соблюдено.

Согласно ГОСТ 21354-87 допускаемый запас прочности обеспечен:

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где - для прямозубых передач,

- коэффициент ширины, зависящий от положения колес относительно опор.

Для колес расположенных консольно

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

где /1, табл.2.6/- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

/1, табл.2.7/ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

/1, табл.2.8/ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Тогда

Принимаем стандартное значение равное 340 мм

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

Ширина колеса

Округляем в ближайшую сторону до стандартного значения

Ширина шестерни:

Максимально допустимый модуль передачи определяют из условия неподрезания зубьев у основания:

Принимаем стандартное значение модуля m = 6.

Минимальное значение модуля передачи определяют из условия прочности:

где - для прямозубых передач,

/1, табл.2.9/ - коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба.

- допускаемое напряжение изгиба зубьев шестерни, выбирают наименьшее из и

где - предел выносливости, - для Н ? 350,

тогда для шестерни:

для колеса

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес ;

(для длительно работающих передач) - коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса,

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости.

- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (реверса). При одностороннем приложении нагрузки

Тогда для шестерни:

для колеса

Подставляя найденные значение в формулу

Принимаем стандартное значение модуля m = 1.

Для дальнейших расчетов принимаем модуль находящийся в диапазоне m_minи m_max

т.е. m = 2

Суммарное число зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса внешнего зацепления:

Уточненные делительные диаметры шестерни и колеса находим по формулам:

Проверим межосевое расстояние передачи по зависимости:

мм

Диаметры окружностей вершин зубьев шестерни и колеса определяем по зависимостям:

Диаметры окружностей впадин зубьев шестерни и колеса:

Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба

Проверку выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/

в зубьях колеса

где (для прямозубых передач) - коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев,

=1 - коэффициент, учитывающий угол наклона зубьев в косозубой передачи:

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений,

- окружная сила

Тогда

в зубьях шестерни

- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений

Тогда

Условия напряжение изгиба соблюдаются.

Заметим, что запас прочности превышает 30%, то это допустимо, т.к. нагрузочная способность большинства закрытых зубчатых передач ограничивается контактной прочностью зубьев.

3. Расчет валов редуктора

3.1 Ориентировочный расчет

Редукторный вал представляет собой ступенчатое цилиндрическое тело, количество и размеры ступеней которого зависят от количества и размеров установленных на вал деталей.

Проектный расчет ставит целью определить ориентировочно геометрические размеры каждой ступени вала: ее диаметр d и длину l.

Эскиз быстроходного вала см. на рисунке 2.

Быстроходный вал

Рисунок 2

Под полумуфту:

,

где - крутящий момент на быстроходном валу.

[ф]_k = 15…20 МПа.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

.

Принимаем .

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

,

где t= 3,5 мм - высота заплечика /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

.

Принимаем

Под шестерню:

,

где r = 2,5 мм /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

- определим графически на эскизной компоновке.

Под подшипник:

Принимаем

Тихоходный вал

Эскиз тихоходного вала см. на рисунке 3.

Рисунок 3

Под элемент открытой передачи:

,

где - крутящий момент на быстроходном валу.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

[ф]_k = 15…20 МПа.

.

Принимаем .

Под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

,

где t= 4,6 мм /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

.

Принимаем .

Под колесо:

,

где r = 3,5 мм /1, с.42/.

Принимаем по ГОСТ 6636-69

- определим графически на эскизной компоновке.

Под подшипник:

Принимаем

3.2 Эскизная компоновка I этап.

1. Намечаем расположение проекций компоновки в соответствии с кинематической схемой привода и наибольшими размерами колес.

2. Проводим оси проекций и осевые линии валов.

3. Вычерчиваем редукторную пару в соответствии с геометрическими параметрами, полученными в результате проектного расчета.

4. Для предотвращения задевания поверхностей вращающихся колес за внутренние стенки корпуса контур стенок проводим с зазором х =15 мм; такой же зазор предусматривается между подшипниками и контуром стенок. Расстояние y между дном корпуса и поверхностью колес принимаем у = 4х (60 мм).

5. Вычерчиваем ступени вала на соответствующих осях по размерам d и l, полученных в проектном расчете валов.

6. На 2-й и 4-й ступенях вычерчиваем контуры подшипников по размерам d, D, В.

На быстроходном валу - радиальные шариковые однорядные типа 209 по ГОСТ 8338-75.

На тихоходном валу - радиальные шариковые однорядные типа 316 по ГОСТ 8338-75.

d

D

В

r

C_r

C_or

209

45

85

19

2,5

33,2

18,6

316

80

170

39

3,5

124

80

7. Определяем расстояния l_Б и l_Т между точками приложения реакций подшипников быстроходного и тихоходного валов.

Для радиальных подшипников точка приложения реакций лежит в средней плоскости подшипника, а расстояние между реакциями опор вала: .

8. Определяем точки приложения консольных сил:

Считаем, что в полумуфте точка приложения силы F_м находится в торцевой плоскости выходного конца быстроходного вала на расстоянии l_мот точки приложения реакций смежного подшипника.

Сила давления цепной передачи F_оп принять приложенной к середине выходного конца вала на расстоянии l_оп от точки приложения реакции смежного подшипника.

9. Проставляем на проекциях эскизной компоновки необходимые размеры.3.3 Определение усилий в зацеплениях

T₁=208,56 Hм - крутящий момент на тихоходном валу

T₂=1133,14 Hм - крутящий момент на тихоходном валу

Окружная сила на среднем диаметре колеса:

Радиальная сила на колесе, равная радиальной силе на шестерне:

где - стандартный угол, ;

Консольная нагрузка от шкива ременной передачи на быстроходном валу:

Консольная нагрузка от муфты на тихоходном валу:

3.4 Определение реакций в опорах

Эпюры быстроходного вала изображены на рисунке 4.

Рисунок 4

1) Вертикальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

2) Горизонтальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

3 сечение.

3) Строим эпюру суммарных моментов:

; ;

;

;

.

4) Определяем суммарные реакции опор:

Эпюры тихоходного вала изображены на рисунке 5.

Рисунок 5

Вертикальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

Горизонтальная плоскость:

Проверка:

1 сечение.

2 сечение.

3 сечение.

3) Строим эпюру суммарных моментов:

;

;

;

;

.

Определяем суммарные реакции опор:

3.5 Расчет подшипников

На быстроходном валу устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75 (106). (см. рисунок 6)

Рисунок 6

Так как , то расчет подшипников будем производить по критерию динамической грузоподъемности.

1. Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

,

где ;

- коэффициент безопасности;

- при t < 100^оС

2. Ресурс долговечности:

при 90% надежности;

для шарика

для шарика

Долговечность обеспечена.

На тихоходном валу устанавливаем подшипники шариковые радиальные однорядные по ГОСТ 8338-75 (315). (см. рисунок 7)

Рисунок 7

Так как , то расчет подшипников будем производить по критерию динамической грузоподъемности.

1. Определим эквивалентную динамическую нагрузку:

,

где ;

- коэффициент безопасности;

- при t < 100^оС

2. Ресурс долговечности:

при 90% надежности;

для шарика

для шарика

Долговечность обеспечена.

4. ОПИСАНИЕ ПРИНЯТОЙ СИСТЕМЫ СМАЗКИ И ВЫБОР МАРКИ МАСЛА

Смазывание зубчатых зацеплений и подшипников применяют в целях защиты от коррозии, снижения коэффициента трения, уменьшения износа, отвода тепла и продуктов износа от трущихся поверхностей, снижения шума и вибрации.

Смазывание зубчатого зацепления.

а) способ смазки:

Смазывание зубчатого зацепления производится окунанием зубчатого колеса в масло, заливаемое внутрь корпуса до погружения колеса на всю длину зуба. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до12,5 м/с.

б) выбор сорта масла:

Выбор сорта масла зависит от значения расчетного контактного напряжения в зубьях у_Н и фактической окружной скорости колес V.

у_Н =480МПа

V = 1,16 м/с

По таблице определяем сорт масла: И-Г-А-68 ГОСТ 17479.4-87

68-класс вязкости, И - индустриальное, Г - для гидравлических систем, А - масло без присадок

в) определение уровня масла:

в цилиндрических редукторах должны быть полностью погружены в масляную ванну зубья колеса

2·m < h_м< 0,25d₂

2·2 < h_м< 0,25·578 = 144,5

г) контроль уровня масла:

для наблюдения за уровнем масла, находящегося в корпусе редуктора выбираем жезловый маслоуказатель, т.к. он удобен для осмотра, его конструкция проста и достаточно надежна.

д) слив масла:

При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе редуктора предусматривают сливное отверстие, закрываемое пробкой (с цилиндрической резьбой).

е) отдушины:

При длительной работе в связи с нагревом масла и воздуха повышается давление внутри корпуса. Это приводит к просачиванию масла через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса сообщают с внешней средой путем установки отдушины в его верхних точках.

5. Проверочный расчет шпоночных соединений на срез и на смятие

Подбор шпоночных соединений был выполнен в процессе 1-го этапа эскизной компоновки. Все шпонки призматические (ГОСТ 233360-78) (см. рисунок 8)

Шпонка испытывает напряжение смятия боковых поверхностей (_см) и напряжение среза (_ср), которые и необходимо рассчитать. Расчет носит проверочный характер.

Рисунок 8

где Т - крутящий момент на валу, Нмм;

d - диаметр вала, мм;

t₂ - глубина шпоночного паза cтупицы, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм; (за вычетом закруглений)

рис. 14

b - ширина шпонки, мм;

- допускаемое значение напряжения смятия боковых поверхностей шпонки.

- допускаемое значение напряжения среза.

5.1 Выбор материала шпонок

Для всех шпонок выбираем качественную углеродистую сталь марки 45.

Для шпонки из материала сталь 45 в соответствии при посадке с натягом

=130200 МПа;

МПа;

5.2 Расчет шпоночных соединений на быстроходном валу

Подбираем шпонку под шкив по диаметру вала d=38 мм по ГОСТ 23360-78:

Шпонка 10832 ГОСТ 23360-78.

Т=208,56 Нмм

d=36 мм

h=8 мм

t₂=3,3 мм

l=32 мм

;

МПа < МПа.

;

_ср=45,26 МПа < [_ср]=78120 МПа;

Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.

5.3 Расчет шпоночных соединений на тихоходном валу

Подбираем шпонки под колесо по диаметру вала d=120 мм по ГОСТ 23360-78 Шпонка 321890 ГОСТ 23360-78;

Т=1133,14 кН·мм

d=120 мм

h=18 мм

t₂=5,4 мм

l_p=90 мм

МПа;

МПа < МПа.

МПа;

_ср=6,57 МПа < [_ср]=78120 МПа;

Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.

5.4 Расчет шпоночных соединений под полумуфту

Подбираем шпонки под полумуфту по диаметру вала d=67 мм по ГОСТ 23360-78

Шпонка 201270 ГОСТ 23360-78;

Т=1133,14 кН·мм

d=67мм

h=12 мм

t₂=4,9 мм

l_p=70 мм

МПа;

МПа < МПа.

МПа;

_ср=24,16 МПа < [_ср]=78120 МПа;

Шпонка удовлетворяет проверочному расчету.

6. Описание процесса сборки редуктора

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов:

-на ведущем валу устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100⁰С, взаимное расположение подшипников фиксируют установочной гайкой.

-в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем устанавливают подшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы укладывают в основание корпуса редуктора и надевают крышку корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком. Для центровки устанавливают крышку на корпус с помощью двух конических штифтов, затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого на ведомый вал ставят крышки подшипников с комплектом металлических прокладок для регулировки.

Проверяют проворачиванием валов отсутствие заклинивания подшипников и закрепляют крышки винтами.

Затем ввёртывают пробку масло спускного отверстия с прокладкой и жезловый маслоуказатель.

Заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие крышкой с прокладкой из технического картона; закрепляют крышку болтами.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию на стенде по программе, устанавливаемой техническими условиями.

7. Подбор муфт

Для соединения выходных концов двигателя и быстроходного и тихоходного валов редуктора применяем упругие втулочно-пальцевые муфты.

Основной характеристикой для выбора муфты является номинальный вращающий момент Т, Н_м, установленный стандартом. Муфты выбирают по большему диаметру концов соединяемых валов и расчетному моменту Т_р, который должен быть в пределах номинального:

Т_р = К_рТ₁? Т

При разработке компоновочного чертежа для соединения редуктора с двигателем ориентировочно была выбрана соединительная муфта:

Муфта упругая втулочно-пальцевая 500-42-I ГОСТ 21424-93

Выполняем проверку выбранной муфты.

Муфта является пригодной при выполнении условия:

Т_муфт>Т_расч•K_р, где

Т_муфт=500 Н•м,

Т_расч=Т₁=208,56 Н•м,

K_р - коэффициент режима нагрузки, K_р=1,25

Т_муфт=500 Н•м>208,56•1,25=260,7 Н•м.

Условие выполняется, следовательно, выбранная муфта является пригодной.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - 6-е изд., исп. - М.: Высш. шк., 2000. - 447 с., ил.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. сказ, 2002. - 454 с.: ил., черт. - Б. ц.

контрольная работа "Проектирование привода ленточного транспортера" скачать

Подобные документы

Проектирование привода ленточного транспортера
Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода ленточного транспортера. Построение схемы нагружения зубчатых колес. Определение запаса прочности валов. Подбор подшипников качения, муфты. Смазка зубчатого зацепления. Порядок сборки редуктора.

курсовая работа [222,7 K], добавлен 11.01.2012
Расчет редуктора для ленточного конвейера
Кинематический расчет привода и подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Проектный расчет валов редуктора. Выбор и расчет подшипников на долговечность. Выбор и расчет муфт, шпонок и валов. Выбор смазки редуктора. Описание сборки редуктора.

курсовая работа [887,5 K], добавлен 16.02.2016
Проектирование привода ленточного транспортера
Проектирование привода ленточного транспортера, определение необходимых параметров передачи. Кинематический расчет привода, определение номинальной мощности и выбор двигателя. Расчет редуктора, предварительный и проверочный расчет валов, сил нагружения.

курсовая работа [890,4 K], добавлен 14.03.2011
Вертикальный цилиндрический привод ленточного транспортера
Кинематический расчет привода ленточного транспортера, проектный расчет цилиндрической зубчатой передачи (быстроходной и тихоходной ступеней редуктора). Подбор муфты и шпонок, проверочный расчет подшипников и валов на прочность. Посадка зубчатого колеса.

курсовая работа [419,6 K], добавлен 14.10.2011
Проектирование привода цепного транспортера
Кинематический, силовой и проектный расчет привода цепного транспортера; тихоходной и быстроходной ступеней редуктора, валов, цепной передачи, шпонок, муфты. Подбор подшипников качения. Выбор условий смазки. Описание конструкции сварной рамы привода.

курсовая работа [939,6 K], добавлен 29.07.2010
Проект привода ленточного конвейера
Разработка привода ленточного транспортера, состоящего из электродвигателя, клиноременной передачи и двухступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора. Кинематический и силовой расчет привода. Форма и размеры деталей редуктора и плиты привода.

курсовая работа [589,1 K], добавлен 18.12.2010
Проектирование привода ленточного транспортера
Подбор электродвигателя и кинематический расчёт редуктора привода ленточного транспортера. Разработка эскизного проекта. Конструирование зубчатых колес. Расчёт торсионного вала, соединений, подшипников качения, валов на прочность, муфт и приводного вала.

курсовая работа [1022,9 K], добавлен 15.08.2011
Расчёт редуктора
Проектирование привода для ленточного транспортера. Кинематический расчет и выбор электродвигателя. Расчет зубчатых колес редуктора, валов и выбор подшипников. Конструктивные размеры шестерни и колеса корпуса редуктора. Этапы компоновки, сборка редуктора.

курсовая работа [224,9 K], добавлен 29.01.2010
Проектирование одноступенчатого цилиндрического косозубого редуктора для привода к шнеку-смесителю
Выбор электродвигателя, кинематический и силовой расчет привода. Расчет зубчатой и цепной передачи редуктора. Конструктивные размеры корпуса и крышки редуктора. Подбор подшипников для валов редуктора и шпонок, проверочный расчет шпоночных соединений.

курсовая работа [255,4 K], добавлен 25.02.2011
Проектирование привода к мешалке
Кинематический и силовой расчет привода. Подбор электродвигателя. Расчет зубчатой передачи. Определение усилий, действующих в зубчатом зацеплении. Выбор материала валов, расчет подшипников. Проверочный расчет шпонок. Выбор смазки деталей редуктора.

курсовая работа [144,0 K], добавлен 23.12.2015

Другие документы, подобные "Проектирование привода ленточного транспортера"

весь список подобных работ

скачать работу можно здесь

сколько стоит заказать работу?

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.

Проектирование привода ленточного транспортера

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

СОДЕРЖАНИЕ

1. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА

Исходные данные к расчету:

Окружное усилие Ft = 4,0 кН;

Скорость ленты м/с.

Диаметр барабана мм

Число оборотов двигателя

Передаточное число открытой передачи

Схему привода смотри на рисунке 1.

Рисунок 1. Кинематическая схема привода.

1 - электродвигатель, 2 - ременная передача, 3 - редуктор, 4 - зубчатая муфта, 5 - приводной барабан конвейера

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Разбивка передаточного отношения привода

1.3. Определение кинематических и силовых параметров на валах привода

Вычисления параметров привода сведем в таблицу 1.

Таблица 1.

дв

Б

Т

Рдв=7,5

Р1=Рдво.п.пк=7,5·0,98·0,99=7,27

Р2=Р1зппк=7,27·0,98·0,99=7,06

Угловая скорость

дв

Б

Т

nном=1500

n1=nном/Uо.п.=1500/4,5=333,3

n2=n1/ Uз.п.=333,3/5,6=59,52

ном=nном/30=157

1=ном/ Uо.п.=157/4,5=34,9

2=1/ Uз.п.=34,9/5,6=6,23

дв

Б

Т

Тдв=Рдв103/ном=7,5•103/157=47,77

Т1=ТдвUо.п.о.п.пк=47,77·4,5·0,98·0,99=208,56

Т2=Т1Uз.пз.ппк=208,56·5,6·0,98·0,99=1133,14

2. Расчет зубчатой передачи

Расчеты выполняем согласно методике предложенной в литературе /1/

В качестве материала для шестерни выбираем сталь 45 с средней твердостью

H1 = 205НВ (нормализация).

Для колеса выбираем сталь 35 с средней твердостью H2 = 182НВ (нормализация).

Предварительное значение межосевого расстояния:

где К = 10 - коэффициент зависящий от поверхностной твердости колеса и шестерни (H1 ? 350, H2 ? 350)

Окружная скорость:

Найдем допускаемые контактные напряжения и :

где - предел контактной выносливости, - для Н ? 350,

тогда для шестерни:

для колеса

- коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой материала, ;

- коэффициент долговечности, учитывающий влияние ресурса

при условии

- число циклов, соответствующее перелому кривой усталости;

- ресурс передачи.

В соответствии с кривой усталости напряжения не могут иметь значений меньших , поэтому при принимают .

Для длительно работающих быстроходных передач , следовательно,

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей зубьев, принимаем

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости.

При H ? 350 HB

Тогда принимаем

Допускаемые напряжения для цилиндрических передач равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса .

Допустимое напряжение для Стали 35 (нормализация)

Условие на выносливость по контактным напряжениям соблюдено.

Согласно ГОСТ 21354-87 допускаемый запас прочности обеспечен:

Уточняем предварительно найденное значение межосевого расстояния:

где - для прямозубых передач,

- коэффициент ширины, зависящий от положения колес относительно опор.

Для колес расположенных консольно

- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность

где /1, табл.2.6/- коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения.

/1, табл.2.7/ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий.

/1, табл.2.8/ - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями.

Тогда

Принимаем стандартное значение равное 340 мм

Предварительные основные размеры колеса:

Делительный диаметр:

Ширина колеса

Окружное усилие F_t= 4,0 кН;

Р_дв=7,5

Р₁=Р_дв_о.п._пк=7,5·0,98·0,99=7,27

Р₂=Р₁_зп_пк=7,27·0,98·0,99=7,06

n_ном=1500

n₁=n_ном/U_о.п.=1500/4,5=333,3

n₂=n₁/ U_з.п.=333,3/5,6=59,52

_ном=n_ном/30=157

₁=_ном/ U_о.п.=157/4,5=34,9

₂=₁/ U_з.п.=34,9/5,6=6,23

Т_дв=Р_дв10³/_ном=7,5•10³/157=47,77

Т₁=Т_двU_о.п._о.п._пк=47,77·4,5·0,98·0,99=208,56

Т₂=Т₁U_з.п_з.п_пк=208,56·5,6·0,98·0,99=1133,14

H₁= 205НВ (нормализация).

Для колеса выбираем сталь 35 с средней твердостью H₂ = 182НВ (нормализация).

где К = 10 - коэффициент зависящий от поверхностной твердости колеса и шестерни (H₁ ? 350, H₂ ? 350)

Для дальнейших расчетов принимаем модуль находящийся в диапазоне m_minи m_max

Шпонка испытывает напряжение смятия боковых поверхностей (_см) и напряжение среза (_ср), которые и необходимо рассчитать. Расчет носит проверочный характер.

t₂ - глубина шпоночного паза cтупицы, мм;

l_p - рабочая длина шпонки, мм; (за вычетом закруглений)