Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Ухтинский государственный технический университет

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка к курсовому проекту по деталям машин

Проект приняли

Власов В.П.

Выполнил студент

гр. ЭАП - 1 - 06

Рочев В.В.

Руководитель

проекта

Власов В.П.

2009г.

1. Задание

Спроектировать привод ленточного конвейера, содержащий асинхронный электродвигатель, клиноременную передачу, одноступенчатый цилиндрический редуктор с косозубыми колесами и стандартную компенсирующую муфту.

Схема привода изображена на рисунке 1.1.

1 - электродвигатель; 2,3 - шкивы клиноременной передачи; 4 - ремень клиновой; 5 - косозубые колеса редуктора; 6 - подшипники; 7 - корпус редуктора; 8 - муфта компенсирующая; 9,10 - барабаны конвейера; 11 - лента конвейера

Рисунок 1.1 - Схема привода

Срок службы редуктора 36000 часов. Привод реверсивный.

Кратковременные перегрузки соответствуют максимальному пусковому моменту выбранного электродвигателя.

Мощность P3, передаваемая муфтой 8, при частоте n3 приводится.

P3 = 4.5 кВт; n3 = 125 об/мин.

2. Кинематический и силовой расчет привода

2.1 Выбор электродвигателя

2.1.1 Требуемая мощность электродвигателя

Nтр = P3 / з , (2.1)

где P3 - мощность на ведомом валу (на выходе привода), кВт;

з - КПД привода.

, (2.2)

где з1, з3, з2 - соответственно КПД ременной, зубчатой и пары подшипников качения.

Примечание - в формуле (2.2) принято, что КПД всех подшипников одинаковы.

Руководствуясь рекомендациями /2, с.4/, принимаем з1 = 0.98, з3 = 0.96, з2 = 0.99.

После подстановки численных значений параметров в формулы (2.2) и (2.1) получим КПД привода

и требуемую мощность электродвигателя

Nтр = 4.5/ = 4.88 кВт.

2.1.2 С учетом требуемой мощности Nтр = 4.88 кВт выбираем асинхронный двигатель 4А112М4 с номинальной мощностью N = 5.5 кВт, синхронной частотой вращения nс = 1500 об/мин и скольжением s=3.7%

Вычисляем номинальную частоту вращения:

nдв=nc(1-s)=1500(1-0.037)=1444.5 об/мин

nдв=1444.5 об/мин

2.2 Передаточные отношения привода и отдельных его передач

Общее передаточное отношение привода при частоте вращения входного вала привода nдв = 1444.5 об/мин

(2.3)

Расчет по формуле (2.3) дает i = 1444.5 / 125 = 11.556.

Примем /2, с. 6/ передаточное отношение для зубчатой пары - iр = 5.

Тогда на долю клиноременной передачи остается передаточное отношение

iкл.р. = i / iр = 11.556/5 =2.31.

2.3 Частоты вращения, угловые скорости, мощности и моменты на валах привода

2.3.1 Частоты вращения валов:

n2 = nдв = 1444.5 об/мин - частота вращения на валу двигателя;

n3 = n2 / iкл.р. = 1444.5 / 2.31= 625 об/мин - частота вращения шкива клиноременной передачи;

nш = n3 = 625 об/мин - частота вращения шестерни;

nк = nш / iр = 625 / 5 = 125 об/мин - частота вращения колеса.

2.3.2 Угловые скорости валов:

щ2 = щдв = рn2/30 = 3.14*1444.5/30 = 151.191 с-1 - угловая скорость вращения на валу двигателя;

щ3 = щдв = рn3/30 = 3.14*625 /30 = 65.417 с-1 - угловая скорость вращения шкива клиноременной передачи;

щш = щ3 = 65.417 с-1 - угловая скорость вращения шестерни;

щк = щш / iр = 65.417 / 5 = 13.083 с-1 - угловая скорость вращения колеса.

2.3.3 Вращающие моменты на валах привода

;

;

3. Расчет зубчатых колес редуктора

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

3.1.1 Выбираем материалы шестерни и колеса со средними механическими характеристиками по таблице 3.3 /2, с.28/:

для шестерни - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ230,

для колеса - сталь 45, термообработка - улучшение, твердость НВ200

3.1.2 Допускаемое контактное напряжение при расчете зубьев на выносливость в общем случае

(3.1)

где - предел контактной выносливости при базовом числе циклов, МПа;

- коэффициент долговечности;

- коэффициент безопасности при улучшении. = 1.1?1.2

По таблице 3.2 /2, с. 27/ для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ350 и термообработкой - улучшение = 2НВ + 70 = 2*200 + 70 = 470 МПа.

При длительной эксплуатации принимаем = 1.

Принимаем = 1.2.

Принимаем допускаемое контактное напряжение по колесу:

3.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

Межосевое расстояние цилиндрической косозубой передачи

(3.2)

где u - передаточное число зубчатой пары;

М2 - момент на колесе;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца;

- допускаемое контактное напряжение;

- коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию.

Передаточное число u = iр = 5, а момент М2 = Н*мм. Допускаемое контактное напряжение = 392 МПа. определяем по таблице 3.1 /2, с. 26/: =1.10?1.25, примем =1.2. Коэффициент = 0.4 возьмем по рекомендации /2, с. 27/, т.к. имеем косозубую передачу.

В итоге расчет по формуле (3.2) дает

Межосевое расстояние округляем до стандартного значения = 200 мм /2, с. 30/.

Нормальный модуль зацепления /2, с. 36/ mn = (0.01?0.02)= (0.01?0.02)*200 = (2?4) мм. Из стандартного ряда модулей /2, с. 36/ берем mn =3 мм.

Примем предварительно угол наклона зубьев в = 100.

Тогда число зубьев шестерни

Принимаем целое число зубьев z1 = 22, тогда число зубьев колеса

z2 = z1*u = 22*5 = 110.

Уточненное значение

Оно соответствует в = 807'.

Делительные диаметры шестерни и колеса соответственно:

Правильность вычислений подтверждается проверкой:

Диаметры вершин зубьев:

Ширина колеса:

Ширина шестерни:

Коэффициент ширины шестерни по диаметру

3.3 Проверочный расчет прочности зубьев

3.3.1 Расчетное контактное напряжение для косозубых цилиндрических передач

(3.3)

где - коэффициент нагрузки;

b2 - ширина колеса расчетная;

Остальные символы в формуле расшифрованы ранее.

Окружная скорость колес

При такой скорости ( < 10 м/с) назначают восьмую степень точности

Коэффициент нагрузки при проверочном расчете на контактную прочность

(3.4)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /динамический коэффициент/.

Принимаем следующие значения перечисленных коэффициентов:

= 1.075 при окружной скорости = 2.2 м/с и восьмой степени точности;

= 1.155 при значении коэффициента = 1.274, твердости зубьев менее НВ350 и несимметричном расположении колес относительно опор;

= 1 при окружной скорости < 5 м/с, восьмой степени точности и твердости менее НВ350.

Расчет по формуле (3.4) дает .

= 80 мм, = Н*мм

Расчет по формуле (3.3) дает

3.3.2 Напряжения изгиба зубьев косозубых цилиндрических колес при проверочном расчете на выносливость вычисляются по формуле /2, с. 46/

(3.5)

где - окружная сила, Н;

- коэффициент нагрузки;

- коэффициент формы зуба;

- коэффициент, компенсирующий погрешности, возникающие из-за применения для косых зубьев той же расчетной схемы, что и для прямых;

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями;

- ширина колеса, находящаяся в зацеплении /минимальная/, мм;

- нормальный модуль зацепления, мм.

В зацеплении колес действуют следующие силы /2, с. 158/:

- окружная сила

- радиальная сила

- осевая сила

Коэффициент нагрузки /2, с. 42/

(3.6)

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зубьев;

- коэффициент, учитывающий дополнительные динамические нагрузки /динамический коэффициент/.

Примем =1,33 /2, с. 43/ с учетом, что твердость колес менее НВ350, коэффициент = 1.274 и расположение колес несимметрично относительно опор

Назначим = 1.1, учитывая дополнительно, что окружная скорость = 2.2 м/с < 3 м/с, а степень точности принята восьмая.

Тогда по формуле (3.6)

Без расчетов, руководствуясь только рекомендациями /2, с. 47/, возьмем =0.75 (для учебного проектирования).

Коэффициент определим по формуле /2, с. 46/

/Здесь - вычисленный ранее угол наклона зубьев, в градусах/

Коэффициент формы зуба для косозубых колес зависит от эквивалентного числа зубьев /2, с. 42/, которое составляет

- для шестерни

- для колеса

Для эквивалентных чисел зубьев соответственно шестерни и колеса находим /2, с. 42/ = 4 и =3.60.

Допускаемое напряжение

По таблице 3.9 /2, с. 37/ =1.8НВ = 1.8*230 = 414 Н/мм2 - для шестерни, = 1.8*200 = 360 Н/мм2 - для колеса.

Коэффициент запаса прочности

=1.75, = 1 - для паковок и штамповок

для шестерни

для колеса

Находим отношение:

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчет ведут для зубьев колеса, для которых найденное отношение меньше.

Подстановка подготовленных численных значений в формулу (3.5) дает

4. Предварительный расчет валов редуктора

Предварительный расчет проведем на кручение по пониженным допускаемым напряжениям.

Ведущий вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении равен

С учетом наличия шпонки на конце вала примем = 28 мм (+ 2 мм).

Примем под подшипниками = 35мм.

Шестерню выполним за одно целое с валом.

Ведомый вал

Диаметр выходного конца при допускаемом напряжении равен

С учетом размера муфты примем = 45мм.

Примем под подшипниками = 50 мм.

Примем под зубчатым колесом = 55 мм.

привод редуктор шестерня колесо

5. Конструктивные размеры шестерни, колеса

Шестерню выполним за одно целое валом

66.7 мм

72.7 мм

85 мм

Колесо кованое

333.33 мм

339.33 мм

80 мм

Диаметр ступицы

Длина ступицы

Принимаем = 120 мм

Толщина обода

Принимаем = 10 мм

Толщина диска

6 Конструктивные размеры корпуса редуктора

Толщина стенок корпуса и крышки

Во всех случаях , не иначе

Принимаем

Толщина фланцев поясов корпуса и крышки

Верхний пояс корпуса и пояс крышки

Верхний пояс корпуса

Примем p = 20 мм

Диаметр болтов фундаментальных

Примем М20

Болты, крепящие крышку корпуса у подшипников

Принимаем М16

Болты, соединяющие крышку с корпусом

Принимаем М12

7. Расчет клиноременной передачи

7.1 Исходные данные для расчета

N = Nтр =4.88 кВт

n2 = 1444.5 об/мин - частота вращения ведущего вала

n3 = 625 об/мин - частота вращения ведомого вала

щ2 = 151.91 с-1 - угловая скорость ведущего вала

М2 = 29.76*103 Н*мм - вращающий момент на ведущем шкиве

7.2 Сечение ремня, диаметры шкивов

По вращающему моменту на ведущем шкиве по таблице 5.6 /2, с. 69/ подбираем тип ремня для 15 ? М ? 60 тип сечения "А" с площадью сечения F= 81 мм2, Dmin = 90 мм.

Однако ориентируясь на большую долговечность ремня примем Д2 = 112 мм (на 2 номера больше Dmin ).

Передаточное отношение клиноременной передачи iкл.р. = 2.31

Находим диаметр ведомого шкива Д3, относительное скольжение = 0.015

Ближайшее стандартное значение =250 мм

Уточняем передаточное отношение с учетом

Пересчитываем

расхождение с заданным:

= 112 мм

= 250 мм

Определяем межосевое расстояние "a":

а =470 мм - Принимаем близкое к среднему между и

7.3 Расчетная длина ремня, число ремней, усилие ременной передачи

Расчетная длина ремня вычисляется по формуле

= 1600 мм - Принимаем ближайшее к стандартному

Вычисляем новое а с учетом стандартной длины ремня

Угол обхвата меньшего шкива (углу будет соответствовать дуга окружности)

Скорость точек на ободе шкива

по таблице 5.7 /2, с. 71/ находим величину окружного усилия P0, передаваемого одним клиновым ремнем сечения "А"

при i = 1, Д2 = 112, L0 = 1600

P0 =191 (на один ремень)

Допускаемое окружное усилие на один ремень

= 0.99-коэффициент, учитывающий влияние длины ремня;

можно принять равным = 0.9

Определяем окружное усилие

Расчетное число ремней

Определяем усилие ременной передачи, приняв напряжение от предварительного натяжения

Предварительное натяжение каждой ветви ремня

(F - площадь ремня)

Рабочее напряжение ведущей ветви

Рабочее напряжение ведомой ветви

Усилие на алы

8. Первый этап компоновки редуктора

Вычерчиваем внутреннюю стенку корпуса

а) Принимаем зазор между торцом шестерни и внутренней стенкой корпуса мм. Принимаем =10 мм

б) Принимаем зазор от окружностей вершин зубьев колеса до внутренней стенки

корпуса мм

б) Принимаем расстояние между наружным диаметром подшипника ведущего вала и внутренней стенкой корпуса мм

Предварительно намечаем радиальные шарикоподшипники легкой серии (P ? 5 кВт)

Условное обозначение подшипника	d	D	В	грузоподъемность, кН
	мм	С	С0
207 шестерня	35	72	17	25,5	13,7
210 колесо	50	90	20	35.1	19.8

Принимаем для подшипников пластичную смазку. Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца. Их ширину устанавливает размер "у". Толщина кольца 6?9 мм. Принимаем у = 8?12 мм =12 мм.

Находим размер l1 и l2 (замером с чертежа). l1 = 65 мм, l2 = 66 мм.

Принимаем l1 = l2 = 66 мм.

Глубина гнезда подшипника

lГ =1.5*В = [B - выбираем из таблицы по большему значению] = 1.5*20 = 30 мм

Принимаем lГ = 30 мм

Диаметр болта выбираем по таблице /2, с. 194/:

Принимаем dб = 10 мм - диаметр болта, d0 = 12 мм - диаметр отверстия под болт в крышке, Д = 12 мм - толщина крышки.

Высота головки болта равна 0.7* dб = 0.7*10 =8,4 мм

Устанавливаем зазор между головкой болта и шкивом. Принимаем 10 мм.

Ширина шкива:

9. Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал

Из предыдущих расчетов имеем:

P = 2061.35 Н

Pr = 757.85 Н

Pa = 294.155 Н

Q = 768.45 Н

Определим реакции вертикальной плоскости

Проверка реакций:

Определим реакции в горизонтальной плоскости

Ввиду симметрии

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 1

Намечаем радиальные шариковые подшипники 207: d=35мм, D=72мм, B=17мм, С=25.5 кН, С0=13.7 кН

Эквивалентная нагрузка

- радиальная нагрузка

- Осевая нагрузка

= 1 (Т0С ? 1000С) (по таблице 7.2)

= 1 (по таблице 7.1)

Составляем отношение

е = 0.205 (по таблице 7.3)

X = 0.56, Y = 1.23 (по таблице 7.3)

Расчет на долговечность (в млн. об)

Расчет на долговечность (в часах)

Ведомый вал

Так как ведомый и ведущий валы входят в зацепление, то нагрузки будут одинаковые:

P = 2061.35 Н

Pr = 757.85 Н

Pa = 294.155 Н

Определим реакции вертикальной плоскости

Проверка реакций:

Определим реакции в горизонтальной плоскости

Ввиду симметрии

Суммарные реакции

Выбираем подшипники по наиболее нагруженной опоре 2

Намечаем радиальные шариковые подшипники 210: d=50мм, D=90мм, B=20мм, C=35.1кН, С0=19.8кН

Составляем отношение

е = 0.195 (по таблице 7.3)

X = 0.56, Y = 1.19 (по таблице 7.3)

Расчет на долговечность (в млн. об)

Расчет на долговечность (в часах)

При сроке службы редуктора (36000 часов) подшипник 207 имеет более, чем 2- кратный запас прочности, а 209 - 10- кратный запас прочности.

10. Проверка прочности шпоночных соединений

Шпонки - призматические со скругленными торцами

Размеры сечений шпонок и пазов, длины шпонок

СТСЭВ 189-75 (таблица 6.9)

СТ45 - нормализованная

Шпонки проверяют на смятие

Условие прочности на смятие:

(10.1)

где - сила, приходящаяся на шпонку

- площадь смятия

М - момент, передаваемый валом

d - диаметр вала;

l - длина шпонки, l = lст - 10;

b - ширина шпонки;

h - толщина шпонки;

t1 - глубина посадки шпонки.

Допускаемые напряжения на смятие:

=100?120 МПа - стальная ступица;

=50?70 МПа- чугунная ступица.

Ведущий вал

d = 28 мм

по таблице 6.9

, l = 45мм

шкив из чугуна

М = 62,12*103 Н*мм

Ведомый вал

Шпонка под зубчатым колесом

dК2 = 55 мм

по таблице 6.9

, l = 70мм

шкив из чугуна

М = 310,6*103 Н*мм

Шпонка под муфтой

d = 45 мм

по таблице 6.9

, l = 100

шкив из чугуна

М = 310,6*103 Н*мм

Муфта упругая втулочно-пальцевая (компенсирующая), из чугуна.

11. Смазка привода

11.1 Для редуктора предусматривается картерная система смазки

Колесо погружено в масло на 20 мм. Это вдвое превышает минимально рекомендуемую норму /3, с. 42/, но зато допускает работу редуктора при возможном в эксплуатации снижении уровня масла на 10 мм. Интервал уровней должен быть учтен при конструировании жезлового маслоуказателя. Его установка предусмотрена на крышке редуктора примерно посередине продольного размера масляной ванны. Такое расположение маслоуказателя меньше влияет на его показания при монтаже редуктора с небольшим наклоном и облегчает доступ к маслоуказателю.

Для подшипников предусмотрена пластичная смазка (солидол). Для предотвращения вытекания смазки внутрь корпуса устанавливаем мазеудерживающие кольца.

Для заливки масла и вентиляции редуктора на верхней части корпуса крышке предусмотрена пробка-отдушина /сапун/, а в нижней части корпуса - сливная пробка с конической резьбой, которая обеспечивает герметичность без прокладки. Для смазки подшипников в крышках установлены пресс-масленки.

Зазор между колесом и дном взят равный 15 мм. Такой зазор в случае излома зуба исключит заклинивание отломанного куска зуба между колесом и корпусом и последующее разрушение корпуса.

11.2 Для уплотнения зазоров между валами и проходными крышками подшипников предусмотрены уплотнители из войлока, впрессованные в крышки

Все крышки подшипников уплотняются относительно корпуса картонными прокладками, смазанными герметиком. Разъем корпуса также уплотняется герметиком.

11.3 Вязкость масла выбирается в зависимости от окружной скорости и контактны напряжений /или от предела прочности материала/ зубчатых колес

В проектируемом редукторе средняя окружная скорость для быстроходной и тихоходной передач не превышает 2 м/с, а контактное напряжение - 800 МПа. Для этих условий рекомендуется масло с вязкостью около 150 сСт при температуре 500С /3, с. 49/. В соответствии с рекомендациями выбирается масло индустриальное с присадками ИРП-150 по ТУ38-101451-78. Его вязкость 140…160 сСт при 500С.

Литература

1. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов /С.А. Чернавский, к.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е издание., перераб. И доп. - М.: Машиностроение. 1998. - 416с.: ил.

2. Жингаровский А.Н., Суровцев Е.Л., Кейн Е.И. Проектирование деталей машин. Часть 1. Пояснительная записка: Учебное пособие. 2-е издание Ухт: УГТУ, 2001. - 104 с., ил.

Размещено на Allbest.ru