Материал: Привод ленточного конвейера

Привод ленточного конвейера

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное автономное образовательное учреждение

Высшего профессионального образования

«Уральский федеральный государственный университет

имени первого Президента России Б.Н.Ельцина»

Кафедра «Детали машин»

Привод ленточного конвейера

Курсовой проект

Содержание

Исходные данные. Кинематическая схема привода

Введение

. Выбор двигателя. Определение основных параметров привода      

1.1 Коэффициент полезного действия привода       

.2 Требуемая мощность электродвигателя

.3 Выбор электродвигателя 

.4 Передаточное отношение привода

.5 Частоты вращения валов 

.6 Мощности на валах

.7 Крутящие моменты на валах

. Расчет цилиндрической косозубой передачи быстроходной ступени

.1 Выбор материалов зубчатых колес

.2 Определение допускаемых напряжений

.3 Проектный расчет передачи

.4 Проверочный расчет передачи

.5 Силы в зацеплении 

3. Расчет цепной передачи

.1 Определение числа зубьев звездочек и шага цепи

.2 Геометрические параметры передачи

.3 Проверочный расчет передачи         

. Проектный расчет валов. Выбор подшипников

.1 Ведущий вал 

.2 Ведомый вал  привод ленточный конвейер цепь

. Основные конструктивные размеры деталей редуктора

.1 Конструктивные размеры колеса

.2 Конструктивные размеры крышки и корпуса редуктора

. Первый этап компоновки редуктора

. Проверка подшипников на долговечность

.1 Ведущий вал

.2 Ведомый вал

. Проектный расчет шпонок

. Выбор смазки  

Библиография

Исходные данные

Дано: Тип редуктора - зубчатый цилиндрический.

Зубчатые передачи: косозубая.

Режим работы - легкий.

Реверсивность - реверсивный.

Мощность на ведомом валу - 30 кВт.

Частота вращения ведомого вала - 160 об/мин.      

Тип передачи - цепная.

% - продолжительность включения.

 лет - срок службы привода.

 - коэффициент годового использования.

 - коэффициент суточного использования.

Рис.1 Кинематическая схема привода

электродвигатель

цепная передача

редуктор

муфта

исполнительный механизм

, I, II- позиции валов

Введение

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор, а также подобрать муфты, двигатель, шпонки, подшипники, зубчатые колеса, валы и пр. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи.

1.Выбор двигателя. Определение основных параметров привода

.1 Коэффициент полезного действия привода [1]

,

где  - коэффициент полезного действия цепной передачи (0.96),

 - коэффициент полезного действия подшипников качения (0.99),

 - коэффициент полезного действия зубчатой передачи (0.98),

.2 Требуемая мощность электродвигателя

тр =  = 32.54 кВт.

.3 Выбор электродвигателя

Выбираем электродвигатель 200 М4 [1]

Мощность , число оборотов , скольжение

Частота вращения вала двигателя

.5 Общее передаточное число привода

.

.6 Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число цилиндрической зубчатой передачи редуктора рекомендуется выбирать из диапазона 2.5 < u < 5 с округлением до стандартного значения. Примем u = 5 по ГОСТ 2185-66.

.7 Передаточное число цепной передачи

 =  =  =1.84.

Принимаем =1.8.

.8 Частоты вращения валов (индекс соответствует номеру вала на схеме привода)

 мин-1,

 мин-1,

 мин-1,

1.9 Мощности, передаваемые валами

кВт,

кВт,

кВт,

.10 Крутящие моменты, передаваемые валами

 Н·м,

 Н·м,

 Н·м,

2. Расчет цилиндрической косозубой передачи

.1 Выбор материалов зубчатых колес

Определим размеры характерных сечений заготовок, что при передаточном числе зубчатой передачи u > 2.5 шестерня изготавливается в виде вала-шестерни. Тогда

= 20= 20 = 69.6 мм,= 1.2 = 1.2 = 25.06 мм.

Диаметр заготовки колеса равен dк = uDm = 5·69.6 = 348 мм.

Выбираем материалы зубчатых колес. Принимаем для колеса и шестерни - сталь 45, термообработку - улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 НВ, Dm1 = 80 мм, Dm1 > Dm, твердость поверхности зуба колеса 235…262 НВ, Sm1 = 80 мм, Sm1 > Sm. Средние значения твердости поверхности зуба шестерни и колеса

НВ1 = 0.5(НВ1min+ НВ1max) = 0.5(269+302) = 285.5,

НВ2 = 0.5(НВ2min+ НВ2max) = 0.5(235+262) = 248.5.

.2 Определение допускаемых напряжений

Допускаемые контактные напряжения

Для их определения используем зависимость

HPj =.

Находим пределы контактной выносливости

sHlim1 = 2НВ1+70 = 2·285.5+70 = 641 МПа,

sHlim2 = 2НВ2+70 = 2·248.5+70 = 567 МПа.

Коэффициенты безопасности SH1=1.1, SH2=1.1.

Коэффициенты долговечности

= 1.

Базовые числа циклов при действии контактных напряжений

= 23.5·106, NH02 = 16.8·106.

Эквивалентные числа циклов напряжений

j = hNΣj,

где h = 0.125 - коэффициент эквивалентности для легкого режима работы.

Суммарное число циклов нагружения

S1 = 60n0 cth, NS2 = ,

где с = 1; th - суммарное время работы передачи,

= 365L24KгKсПВ.

Здесь ПВ = 0.01ПВ% = 0.01·55 = 0.55.

th = 7·365·24·0.7·0.4·0.55 = 9443.28 ч;S1 = 60·1474.5·9443.28 = 8.35·108; NS2 = = 2.09·108;= 0.125·8.35·108=104.38·106; NHE2 = 0.125·2.09·108 = 26.125·106.

Поскольку NHE1 > NH01, примем KHL1 = 1.

Поскольку NHE2 > NH02, примем KHL2 = 1.

Определим допускаемые контактные напряжения для шестерни и колеса

=  = 582.73 МПа,

=  = 515.45 МПа, sHPjmin=.

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

sHP = 0.45(+) = 0.45(582.73+515.45) = 494.18 МПа  s,

s = 1.23sHPjmin = 1.23·515.45 = 634 МПа.

Условие sНР < s выполняется.

Допускаемые напряжения изгиба

Вычислим по формуле

 = .

Пределы изгибной выносливости зубьев:

sFlim1 = 1.75НВ1 = 1.75·285.5 = 499.63 МПа,

sFlim2 = 1.75НВ2 = 1.75·248.5 = 434.88 МПа.

Коэффициенты безопасности при изгибе: SF1 = 1.7, SF2 = 1.7.

Коэффициенты, учитывающие влияние двухстороннего приложения нагрузки для реверсивного привода: KFС1 = 0.65, KFС2 = 0.65.

Коэффициенты долговечности

=1,

где qj - показатель степени кривой усталости, q1 = 6, q2 = 6;= 4·106 - базовое число циклов при изгибе.

Эквивалентное число циклов напряжений при изгибе NFEj = FjNΣj, где F1=0.038, F2=0.038 - коэффициенты эквивалентности для легкого режима работы, тогда

= 0.038·8.35·108 = 31.73·106,= 0.038·2.09·108 = 7.94·106.

Поскольку NFE1 > NF0, примем KFL1 = 1,

Поскольку NFE2 > NF0, примем KFL2= 1.

Определим допускаемые напряжения изгиба для шестерни и колеса:

== 191.035 МПа,

== 166.28 МПа.

.3 Проектный расчет передачи

Межосевое расстояние

=(u + 1),

где = 410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем

= 0.5. На этапе проектного расчета задаемся значением коэффициента контактной нагрузки KН =1.2. Тогда

= 410 (5+1)=183.38 мм.

Полученное межосевое расстояние округлим до ближайшего большего стандартного значения: = 200 мм.

Модуль, числа зубьев колес и коэффициенты смещения

Рекомендуемый диапазон для выбора модуля

= = (0.01…0.02) 200 = 2…4 мм.

Из полученного диапазона выберем стандартный модуль mn = 2 мм [1], учитывая, что для силовых передач модуль меньше 2 мм применять не рекомендуется.

Суммарное число зубьев передачи

 =  =  = 156.48.

Полученное значение Z округлим до ближайшего целого числа Z= 156 и определим делительный угол наклона зуба

 = arсcos  = arcсos  = .

Число зубьев шестерни

=  =  =26

Округлим полученное значение до ближайшего целого числа Z1 = 26.

Число зубьев колеса Z2 = Z- Z1 = 156 - 26 = 130.

Фактическое передаточное число uф =  =  = 5.

При u > 4.5 отличие фактического передаточного числа от номинального должно быть не больше 4 %.

= 100= 100 = 0 % < 4 %.

Поскольку Z1 > 17, примем коэффициенты смещения x1= 0, x2= 0.

Ширина зубчатых венцов и диаметры колес

Ширина зубчатого венца колеса

= = 0.5·200 = 100 мм.

Округлим bw2 до ближайшего числа из ряда нормальных линейных размеров: bw2 = 100 мм. Ширину зубчатого венца шестерни bw1 принимают на 2…5 мм больше чем bw2. Примем bw1 = 105 мм.

Определим диаметры окружностей зубчатых колес:

делительные окружности dj = ,

=  =66.68 мм, d2 =  = 333.39 мм;

окружности вершин зубьев daj = dj + 2m(1+ xj),