Привод ленточного транспортера

Федеральное агентство по образованию

ГОУ ВПО “Уральский государственный  технический университет - УПИ”

 

Кафедра «Детали машин»

 

 

Оценка за проект

 

Члены комиссии:

 

 

 

 

 

 

ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА

 

Курсовой проект

 

Пояснительная записка

 

1703.418110.000.ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2009

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Содержание

Введение…………………………………………………………………..………...5

1. Расчет кинематических  и энергетических параметров……………………..6

1.1. Выбор электродвигателя …..……………………………………………6

1.2. Частота вращения вала двигателя………………………………………6

1.3  Общее передаточное число ……………………………………………6

1.4. Передаточное число зубчатой передачи……………………………….6

1.5. Передаточное число ременной передачи ……………………………...6

1.6. Частоты вращения  валов………………………………………………..7

1.7. Мощности на валах ……………………………………………………..7

1.8. Крутящие моменты  передаваемые валами ……………………………7

 

2. Расчет зубчатой передачи…………………………………………………….9

2.1. Выбор материалов  зубчатых колес……..................................................9

2.2. Определение  допускаемых напряжений……………………………..10

2.3. Проектный расчет передачи…………………………………………...12

2.4. Проверочный расчет  передачи………………………………………...14

2.5. Силы в зацеплении  …………………………………………………….16

 

3. Расчет клиноременной передачи…………………………………………...17

 

4. Ориентировочный расчет валов, первый этап эскизной компоновки……20

4.1. Проектирование тихоходного  вала……………………………………20

4.2. Проектирование быстроходного вала.………......................................21

4.3. Подбор шпонок и  подшипников………………………………………22

 

5. Определение основных параметров деталей, второй этап эскизной компоновки ………………………………………………………………………24

5.1. Конструирование цилиндрических  зубчатых колес……………………24

5.2. Расчет элементов  корпуса редуктора……………………………………24

5.3. Крышки подшипниковых узлов …………………………………………25

 

6. Расчет призматических шпонок ……………………………………………27

 

7. Расчет валов на  усталостную прочность…………………………………...28

 

8. Расчет и проверка  подшипников на долговечность……………………….37

 

9. Смазка………………………………………………………………………...40

10. Уплотнительные устройства………………………………………………41

 

11. Сборка редуктора…………………………………………………………..42

 

Заключение……………………………………………………………………...43

 

Библиографический список……………………………………………………44

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Введение

 

Привод- устройство предназначенное  для приведения в действие машин и механизмов. Привод состоит из источника энергии и механизма для передачи энергии. В качестве механизмов чаще всего используются различные типы механических передач, которые обеспечивают преобразование одного вида движения в другое, понижение (повышение) крутящего момента и угловой скорости, регулирование скорости движения.

Проектируемый в данной работе привод включает ременную передачу и зубчатый цилиндрический одноступенчатый  редуктор. Привод должен обеспечивать передачу крутящего момента от электродвигателя к исполнительному устройству с минимальными потерями и с заданной угловой скоростью на выходном валу редуктора.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или  червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата  и  служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора открытые зубчатые передачи, цепные или ременные передачи.

Назначение редуктора  – понижение угловой скорости и, соответственно, повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам:

• по типу передачи (зубчатые, червячные или зубчато-червячные);
• по числу ступеней (одноступенчатый, двухступенчатый и т.д.);
• по типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т.д.); 
• по относительному расположению валов в пространстве (горизонтальные, вертикальные);

Редуктор в основном проектируется  для привода определенной машины по заданной нагрузке ( моменту на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Редуктор, который преобразует низкую угловую скорость в более высокую обычно называют мультипликатором.

 

 

 

 

 

 

 

1.Расчет кинематических и энергетических параметров

 

 

1.1. Выбор электродвигателя

Требуемая мощность электродвигателя

P_тр  = ,

где P - мощность на валу исполнительного механизма,  P = 10.846 кВт;

η₀ – общий КПД привода,

η₀ = η₁ η₂ η₃³ =0.98  0.96  0.99³=0.922

здесь - КПД зубчатой передачи, - КПД первой пары подшипников качения, - КПД второй пары подшипников качения,

 примем  =0.98, = 0.99, =0.99

 

Тогда P_тр= = =11 кВт

По требуемой мощности из табл.П.1 [1] выбираем асинхронный электродвигатель 4А160М8 с ближайшей большей стандартной мощностью P_э = 11 кВт, синхронной частотой вращения

n_с =750  мин^-1 и скольжением S = 2.5  %.

 

 

1.2. Частота вращения вала двигателя

Частота вращения вала электродвигателя

n₀= n_с (1 – ) =750(1- )=731.25 мин^-1

1.3. Общее передаточное  число привода

Общее передаточное число  привода

u_o= = =6.3

где n – частота вращения ведомого вала,

n₂ = 116.071мин^-1;

1.4. Передаточное число зубчатой передачи

Передаточное число  цилиндрической зубчатой передачи редуктора  рекомендуется выбирать из диапазона 2.5<u<5, с округлением до стандартного значения (см.табл.7.1).Примем u=4

1.5. Передаточное  число ременной передачи

 

Передаточное число ременной передачи:

u_р= = =1.6

Округлим значение до стандартного значения u_р  =2.

 

1.6. Частоты вращения валов

 

 

Частоты вращения валов:

n₀=731.25 мин^-1

(частота вращения вала двигателя)           

 

n₁= = =365.625 мин^-1

(частота быстроходного  вала)   

n₂= = =116.071мин^-1

(частота тихоходного  вала)

1.7.Мощности на валах.

 

Мощности на валах:

 

P₀= P_тр =11 кВт

 

P₁= P₀ =11•0.96•0.99²=10.35 кВт

 

P₂= P₁ =10.35• 0.98• 0.99=10.041 кВт

 

 

1.8.Крутящие моменты,  передаваемые валами

Крутящие моменты, передаваемые валами, определяется по формуле 

T_i = 9550

.

Тогда               T₀=9550 =9550 = 143.66 Н м

 

T₁=9550 =9550 =270.34 Н м

 

T₂=9550 =9550 =822.84Н м

 

Консольные нагрузки от муфт в Н предварительно определяют по ГОСТ 16162-85:

на быстроходном валу: F_к=0.0875 =0.0875 = 1.443кН;

на тихоходном валу для зубчатых редукторов:

F_к= 0.125 =0.125 = 1.931  кН                          

где T_б и T_т – крутящие моменты на соответствующих валах, Н·м.

2. Расчет зубчатой передачи

 

Исходные данные

Тип зуба – косой

Тип передачи – реверсивная

Крутящий момент на шестерне –272 Н м

Частота вращения шестерни – n₁=365.6  мин^-1

Мощность на ведомом валу – Р=11кВт

Частота вращения ведомого вала n₂=116.071 мин^-1

Тип ременной передачи - клиноременная       

Режим работы – средний нормальный

Коэффициент использования передачи:

в течение года  – K_г =0.6

в течение суток – K_с =0.5

Cрок службы передачи в годах – L =4

Продолжительность включения –  ПВ = 20 %

2.1. Выбор материалов зубчатых колес.

 

Определим размеры характерных  сечений заготовок по формулам (1.1)

D_m=20 =20 =80 мм

S_m=1.2(1+u) =1.2(1+4) =24.4 мм

Диаметр заготовки колеса d_k=uD_m=3.15*88.22=277.893мм

Выбираем материалы зубчатых колес  по табл. 1.1. Принимаем для колеса и шестерни – сталь 45, термообработку – улучшение, твердость поверхности зуба шестерни 269…302 HB, D_m1=80 мм, D_m1≥D_m, твердость поверхности зуба колеса 235…262 HB S_m1=80 мм, S_m1≥S_m. Среднее значение твердости поверхности зуба шестерни и колеса

HB₁ =0.5( HB_1min+HB_1max)=0.5(269+302)=285.5

HB₂ =0.5( HB_2min+HB_2max)=0.5(235+262)=248.5

2.2. Определение  допускаемых контактных напряжений

 

Для их определения используем зависимость

 

_HPj =

где j=1 для шестерни, j=2 для колеса;

s_{Hlim j} - предел контактной выносливости (табл.2 [1]),

s_Hlim1 = 2HB₁+70=2•285.5+70=641 МПа

s_Hlim2= 2HB₂+70=2•248.5+70=567 МПа

S_Hj - коэффициент безопасности (табл.2 [1]),

S_H1=1.1              S_H2=1.1

K_HLj - коэффициент долговечности;

K_HLj =

1,

здесь N_H0j – базовое число циклов при действии контактных напряжений (табл.1 [1]),

N_H01=23.5•10⁶                   N_H02 =16.8•10⁶

Эквивалентные числа циклов нагружения

N_HEj=

_h •N_Sj

Коэффициент эквивалентности при  действии контактных напряжений определим по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения: _h =0.18 для среднего нормального режима работы.

Суммарное время работы передачи в  часах

Здесь ПВ=0.01ПВ%=0.01^. 20=0.2

t_h = 365L24K_гК_сПВ =365•4•24•0.6•0.5•0.2=2102 ч

Суммарное число циклов нагружения

N_S1 = 60•n₁•c•t_h,    N_S2=60•n₂•c•t_h

где с – число зацеплений колеса за один оборот, с = 1;

n_j – частота вращения  j-го колеса, n₁=365.625 мин^-1

N_S1= 60•n₁ •c•t_h =60•365.625•2102=0.46•10⁸

N_S2=60•n₂•c•t_h =60•116.071•2102=0.146•10⁸

Эквивалентное число циклов контактных напряжений, N_{HE j}= _h N_Σj; 

N_HE1=0.18 ^. 0.46 ^. 10⁸=8.3•10⁶

N_HE2=0.18 ^. 0.146 ^. 10⁸ = 2.63•10⁶

Примем  коэффициенты долговечности

K_HL1= 1.189         K_HL2= = =1.362

Допускаемые контактные напряжения для  шестерни и колеса

s_HP1=

= =693 МПа

s_HP2=

= =702.1 МПа

Допускаемые контактные напряжения для косозубой передачи:

s_HP=0.45(s_HP1 + s_HP2) =0.45(693+702.1)=627.8 МПа

 

Допускаемые напряжения изгиба

 

_FPj= ,

где s_{F lim j} - предел выносливости зубьев при изгибе (табл.4 [1]),

s_{F lim 1} =1.75 HB₁=1.75•285.5=499.6 МПа

s_{F lim 2} =1.75 HB₂=1.75•248.5=434.9 МПа

S_Fj - коэффициент безопасности при изгибе (табл.4 [1]),

S_F1=1.7, S_F2=1.7      ;

K_FCj - коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки, (табл.4 [1]) K_FC1=0.65,  K_FC2=0.65          

K_FLj - коэффициент долговечности при изгибе:

K_{FL j}=

1.

здесь q_j - показатели степени кривой усталости:  q₁ =6  , q₂ =6          (табл.3 [1]);

N_F0 – базовое число циклов при изгибе; N_F0 = 4•10⁶.

N_FEj – эквивалентное число циклов напряжений при изгибе;  N_{FE j}= _Fj N_Σj.

Коэффициент эквивалентности  при действии напряжений изгиба определяется  по табл.3 [1] в зависимости от режима нагружения и способа термообработки

_F1 =0.06,    _F2 =0.06 ,

N_FE1 = _F1 N_Σ1.=0.06•0.46 •10⁸ =0.0276•10⁸

N_FE2 = _F2 N_Σ2= 0.06•0.146•10⁸=0.00876 •10⁸

Так как  K_FL1=1.063, вычислим

 K_FL2 = =2.14, так как 2.3>1, то K_FL2 =1.287

Допускаемые напряжения изгиба:

_FP1= =203.1 МПа

_FP2= =214.1 МПа

2.3. Проектный  расчет передачи

Межосевое расстояние

 

a_w= K_a(u+1)

,

где K_a=410 для косозубых передач.

Коэффициент ширины зубчатого венца для косозубых передач примем ψ_ba=0.4 (ряд на с.11). На этапе проектного расчета задаемся значение коэффициента контактной нагрузки K_H=1.2. Тогда