Привод к ленточному конвейеру

Министерство  по науке и образованию РФ

Государственное образовательное учреждение высшего  профессионального образования 

"Тихоокеанский  государственный университет"

Кафедра «Детали машин»

 

ПРИВОД К  ЛЕНТОЧНОМУ КОНВЕЙЕРУ

пояснительная записка к курсовой работе

КР 05.07.00.00 ПЗ

 

Разработал: студент группы УИ-91  Ли Хва Дя      Руководитель проекта: Комков   Вячеслав Григорьевич.

 

 

                                                    Хабаровск  2011

 

СОДЕРЖАНИЕ

 

Введение           3

1. Выбор электродвигателя 4
2. Кинематический и силовой расчет привода 6
3. Расчет механических передач  8
4. Ориентировочный расчет валов 16
5. Конструктивные размеры зубчатых колес 19
6. Конструктивные размеры корпуса редуктора 20
7. Проверка долговечности подшипников 21
8. Проверка прочности шпоночных соединений 26
9. Выбор посадок деталей редуктора 27
10. Выбор соединительных муфт 27
11. Выбор смазки 27

     Список использованных источников 28

 

РЕФЕРАТ

 

Курсовая работа содержит 1 лист чертежа  формата А1, 1 лист чертежа формата  А2, пояснительную записку на 33 листах формата А4.

 

Привод, электродвигатель, редуктор, расчет кинематический, передаточное отношение, передача зубчатая с коническими прямозубыми колесами, расчет проектировочный, расчет проверочный, вал, коническое зубчатое колесо, корпус редуктора, подшипник, шпонка.

 

Целью проекта  является разработка привода к ленточному конвейеру.

В ходе работы над проектом был выбран электродвигатель, проведены кинематический и силовой  расчет привода, расчет механических передач, валов редуктора, определены конструктивные размеры зубчатых колес и корпуса, выбраны и проверены на долговечность  подшипники, проверена прочность  шпоночных соединений.

В результате работы разработаны сборочный чертеж редуктора, рабочие чертежи деталей  редуктора.

 

ВВЕДЕНИЕ

 

Согласно заданию требуется  разработать привод ленточной пилы, состоящий из электродвигателя, одноступенчатого цилиндрического зубчатого редуктора  и цепной передачи.

Требуется выбрать электродвигатель, рассчитать зубчатую передачу, спроектировать и проверить пригодность шпоночных  соединений, подшипников, разработать  общий вид редуктора, разработать  рабочие чертежи деталей:  зубчатого  колеса, тихоходного вала и вала-шестерни. Электродвигатель выбирается исходя из потребной мощности и частоте  вращения. Зубчатая передача рассчитывается по условиям контактной и изгибной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность. Валы проектируются  из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и проверяются  на выносливость по коэффициенту запаса прочности.

Шпоночные соединения проверяются  на  смятие, и размеры принимаются  в зависимости от диаметра соответствующего участка вала. Типовой размер муфты  определяется исходя из передаваемого  момента, частоты вращения соединяемых  валов и условий эксплуатации.

Форма и размеры деталей редуктора  определяются конструктивными и  технологическими соображениями, а  также выбором материалов и заготовок.

При расчёте и проектировании ставится цель получить компактную, экономичную  и эстетичную конструкцию, что может  быть достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным подбором передаточного  числа передач, использованием современных  конструктивных решений, стандартных  узлов и деталей при проектировании привода.

 

1. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ.

 

1. Кинематическая схема привода и индексация кинематических звеньев

Рис 1.1 Кинематическая схема привода

 

Привод состоит  из электродвигателя и, цепной передачи и одноступенчатого конического  редуктора. Движение передается от электродвигателя через зубчатую передачу 1-2 на выходной вал редуктора 2-3, через цепную передачу 3-4 передается движение на выходной вал 4, который выходит на барабан  пилы.

Присваиваем индексы валам в соответствии с размещенными на них звеньями передач:

1 – вал  электродвигателя;

2 -3   –входной  вал редуктора;

4  – выходной  вал редуктора.

В дальнейшем, параметры вращательного  движения, геометрические параметры  передач и другие величины будем  обозначать в соответствии с индексами  валов, к которым они относятся.

 

 

 

1.2 Выбор электродвигателя

Общий КПД привода:

- Общий КПД привода /1.стр.4/;                   

где   - КПД отдельных передач и подшипников , m – количество пар подшипников.

КПД отдельных передач принимаем  из табл.1.1. /1.стр.5./.

=0,95 – КПД ременной передачи;

=0,90 - КПД зубчатой передачи коническими колёсами;

=0,99  - КПД пары подшипников;

=0,98 - КПД муфты.

.

 

1.3.Потребная мощность электродвигателя

- потребная мощность электродвигателя,

где Р_вых – мощность на приводном валу, кВт;

 кВт.

1.3 Определение  ориентировочной частоты вращения  вала электродвигателя

Требуемая частота вращения вала электродвигателя ориентировочно равна

n’_ЭД = n₄×U’_общ,         

где  n₄ – частота вращения тихоходного вала привода, мин^-1;

U’_общ = U’₁₂×U’₃₄ – ориентировочное общее передаточное отношение;

U’₁₂, U’₃₄– ориентировочные передаточные числа передач привода, принимаются по таблице 1.2 [2];

Принимаем U’₁₂ =3,  U’₃₄ =4,  тогда U’общ = 4×3 = 12,

n’_ЭД = 150×12 = 1800 об/мин.

По табл. 1.3 стр. 6 [1] выбираем электродвигатель с ближайшим к n’_ЭД и Р’_ЭД значениями. Таковым электродвигателем является 4А112М4.

Его параметры: Р_ЭД = 5,5 кВт, n_ЭД = 1430 об/мин, .

 

 

 

 

 

2. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ И СИЛОВОЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

2.1. Определение расчетных передаточных чисел

Общее передаточное отношение привода:

U_общ = n_ЭД / n_б              

U_общ = 1430 / 150 = 9,533.

Принимаем U₃₄=3,85, тогда U₁₂ =U_общ / (U₃₄ )= 9,533/(3,85) = 2,476;

Принимаем окончательно U₁₂ = 2,476 , U₃₄ = 3,85.

2.2. Определение  частоты вращения валов

n₁ =n_эд =1430 об/мин;

n₂₃ =n₁/U₁₂ =1430/2,476 = 577,54 об/мин;

n₄ =n₂₃/U₃₄ = 577,54/3,85 = 150,0103 об/мин.

2.3.Угловые  скорости валов

w = p×n / 30           

w₁ = w_эд = p×n_эд / 30 = 3,14×1430 / 30 = 149,673 рад/c;

w₂₃= p×n₂₃ / 30 = 3,14×577,54 / 30 = 60,449 рад/с;

w₄= p×n₄ / 30 = 3,14×150,0103 / 30 = 15,701 рад/с.

2.4. Определение  мощностей на валах

Мощность на валу электродвигателя

Р₁ = Р’_эд·h_м = 5,48·0,98=5,37 кВт;        

Мощность на входном валу редуктора

Р₂₃= Р₁·h₁₂ ·h_п = 5,37·0,95·0,99 = 5,05 Вт;

Мощность на выходном валу

Р₄ = Р₂₃·h₃₄·h_п = 5,05·0,90·0,99 = 4,49 кВт.

2.5. Определение  крутящих моментов на валах

Крутящий момент на валу электродвигателя

Т₁= Р₁/ w₁ = 5370 / 149,673= 35,878 Нм;      

На входном валу редуктора

Т₂₃ = Т₁·U₁₂·h₁₂·h_п = 35,878·2,476·0,95·0,99 = 83,548 Нм;

Мощность на выходном валу

Т₄ = Т₂₃·U₃₄·h₃₄·h_п = 83,548·3,85·0,9·0,99 = 286,599 Нм;

Результаты расчета сводим в таблицу.

 

 

Таблица 2.1. Данные кинематического расчета.

Индекс                  передачи, №	Передаточное число, U	Индекс вала, №	n, об/мин	, рад/с	P, кВт	T, Нм
1-2	2,476	1	1430		5,37
		2-3	577,54		5,05
3-4	3,85
		4	150,01		4,49

 

3.Расчет  передачИ ПРИВОДА.

3.1 Расчет передачи привода

 

Рис. 3.1 Эскиз конической передачи

Таблица 3.1 Исходные данные для расчёта

Наименование	Обозначение	Величина и размеры	Источник
Крутящий момент на шестерне	Т1=35,878	Нм	Кинематичес- кий расчет
Крутящий момент на колесе	Т2=83,548	Нм
Передаточное число	U12 =2,476
Частота вращения шестерни	n1=1430	с-1

 

 

3.1.Выбор материала зубчатых колёс

В зависимости  от вида изделия, условий его эксплуатации и требованиям к габаритным размерам выбирают необходимую твердость  колес и материалы для их изготовления.

Зубья колес  из улучшенных сталей хорошо прирабатываются  и не подвержены хрупкому разрушению, но имеют ограниченную нагрузочную  способность.

 

 

Предел текучести:

Ϭ_т1=650 МПа;

Ϭ_т2=540 МПа.

 

Таблица 3.2

Звено	Материал	Тип термообр.	Твердость
Шестерни	Сталь 45	Улучшение	270НВ1
Колеса	Сталь 45	Улучшение	245НВ2

 

3.2. Определение допускаемых контактных напряжений

В соответствии с ГОСТ 21354-75 допускаемые контактные напряжения равны ,        

где - предел контактной выносливости зубьев, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

S_н - коэффициент безопасности. (S_н=1,1 , т. к материал с однородной структурой).

_,   

где - предел контактной выносливости поверхности зубьев, соответствующий базовому числу циклов перемены напряжений, Н/мм²;

- коэффициент долговечности.

_,

_где - базовое число циклов перемены напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости.

- эквивалентное число циклов  перемены напряжений.

_.         

При постоянной нагрузке   N_HE =N_E

 ,         

где n – частота вращения рассчитываемого колеса, об/мин

с -  число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот;

- суммарное время работы передачи:

,       

_{где Zгод – срок службы передачи;}

- коэффициент использования  передачи в течение года;

- коэффициент суточного использования;

 часов

 

Шестерня 1:

 по табл.4.1 /4.стр.14/

Н/мм²

,         

При  для переменной нагрузки принимают =1. В остальных случаях 2,4.

 Принимаем 

 Н/мм²

 Н/мм²

_{Колесо 2:}

 МПа

 Принимаем 

 Н/мм²

 МПа

Допускаемые напряжения для зубьев шестерни и  колеса различные ввиду разной твердости  поверхности. В качестве расчетного принимается меньшее из значений и .

Н/мм².

 

 

 

 

3.3 Определение допускаемых значений напряжений при расчете зубьев на усталостный изгиб

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе, соответствующий эквивалентному числу циклов перемены напряжений;  S_F - коэффициент безопасности (S_F=1,75);

- предел выносливости при  изгибе, соответствующий базовому  числу циклов изменения напряжений; -коэффициент долговечности;

По 4.2.2. /4.стр.16/ принимаем

;

Для зубчатых колёс с твёрдостью и зубчатых колёс со шлифованной переходной поверхностью, независимо от твёрдости m_F=6.

При  принимается .

_{NFO – базовое число циклов перемены напряжений;}

_{NFE = NHE}

- эквивалентное число циклов  перемены напряжений;

_{Шестерня 1:}

 Н/мм²

 Принимаем

 Н/мм²

Для углеродистых  и легированных сталей при улучшении   S_FM = 1,75; 

 МПа

Колесо 2:

 МПа

 Принимаем 

 МПа

 МПа

3.4 Определение коэффициентов нагрузки.

 Коэффициенты нагрузки находятся по следующим зависимостям:

- при  расчёте на контактную выносливость:

- при  расчёте на изгибную выносливость:

,

где , - коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

, - динамические коэффициенты (учитывают внутреннюю динамику передачи).

Значение коэффициентов нагрузки зависит от расположения зубчатых колес  относительно опор.

ГОСТ 21354-75 устанавливает 7 основных схем расположения элементов передач  относительно опор. Используем схему 1.

Рисунок 3.2 Схема расположения зубчатых колёс относительно опор

Тогда значение коэффициентов концентрации нагрузки можно определить из графиков, ориентируясь схему.