Механический привод ленточного конвейера

 

Белорусский национальный технический университет

 

Факультет информационных технологий и робототехники

 

Кафедра “Детали машин, подъемно-транспортные машины и механизмы”

 

Группа 107616

 

ПРИВОД КОНВЕЙЕРА

Пояснительная записка

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Исполнитель:                                    Климко Сергей       

                                                                              Валентинович

                                                       

Руководитель:                      Ким Ирина

                                                       Павловна

 

 

 

 

 

Минск 2008г.

 

Содержание

 

1.Назначение и описание работы привода

2.Выбор электродвигателя и кинематический расчет привода

3.Выбор материалов

4.Расчет передач

4.1.Расчет конической передачи

4.2.Расчет ременной передачи

5.Расчет передач на ЭВМ

6.Предварительный расчет валов и выбор подшипников

6.Конструктивные размеры шестерни и колеса

7.Конструктивные размеры  корпуса редуктора

8.Выбор и проверочный  расчет муфты

9.Проверка долговечности  подшипников

10.Проверка прочности шпоночных соединений

11.Расчет валов на  выносливость.

12.Назначение посадок, шероховатостей, допусков формы и расположения поверхностей.

13.Выбор сорта масла

14.Сборка редуктора

Литература

Приложение:

Расчет передач на ЭВМ

Спецификация

Компоновочная схема

 

 

 

 

 

 

Кинематическая  схема

        

 

 

 

 

 

 

 

Дано: ;

           V= 1,4м/с;

           ;

           t= 85мм;

           L= 6 лет;

           ;

           ;

 

 

 

 

1. Назначение и описание работы привода.

Привод является неотъемлемой частью любой машины.

Механический привод ленточного конвейера представляет собой совокупность электродвигателя, вращение от которого посредством поликлиновойй  передачи передаётся на редуктор. Редуктор с помощью цепной муфты соединён с ведущим валом    барабана ленточного конвейера.

Электродвигатель – трехфазный серии 4А . Был выбран для привода  системы так как позволяет  эксплуатировать ее в режиме близком  к постоянному.

Закрытая передача – одноступенчатый горизонтальный редуктор с цилиндрическими зубчатыми колесами. Колеса имеют прмые зубья.

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.

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

Поликлиновая передача  рассматривается обычно как понижающая угловую скорость приводного вала. В кинематической схеме привода она занимает место между электродвигателем и редуктором. В редких случаях она может служить для повышения угловой скорости.

Муфта – цепная. Устраняет несоосности  валов. В качестве соединительного  элемента полумуфт-звездочек применяют стандартные цепи; при монтаже и демонтаже этих муфт не требуется осевого смещения валов.

 

 

                                                 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2.Выбор электродвигателя  и кинематический расчет привода.

2.1.Определяем общий КПД привода по формуле (1.2)[1]:

где - КПД конической передачи,

        - КПД муфты,

        - КПД подшипников,

        - КПД ременной передачи.

По табл.1.1,[1] принимаем:

     

    ,

    

     

тогда  

2.2.Определяем требуемую мощность двигателя по формуле (1.1)[1]:

кВт.

Где кВт.

2.3. Для выбора электропривода надо знать частоту приводного вала:

,

,

2.4. Подбираем электродвигатель и указываем его марку:

По ГОСТ 19523-81 (см.табл.П1 приложения[1])по требуемой мощности кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный короткозамкнутый серии 4А закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 750 об/мин 4AA132S8 с параметрами

кВт и скольжением 

       

2.5.Общее передаточное отношение привода:

; 

По ГОСТ 2185-66 выбираем значение передаточного отношения конической передачи,стр.36[1]:

 

 

 

; тогда   .

2.6.Определяем мощность на валах:

                                         

кВт;

кВт;

кВт.

 

2.7.Частота вращения валов:

     ;

.

2.8.Крутящий момент  на валах:

Н м;

Н м;

Н м;

 Н м.

2.9.Результаты расчетов сводим в таблицу:

Вал	P,кВт	n,	Т,Нм
1	3,00	719.25	75.86
2	2,89	378.55	229.48
3	2,80	120.18	222.64

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

3.Выбор материалов

3.1.Материалы  для зубчатых колес выбираем  (табл.4.1.1)[2]:

Для шестерни: сталь 40X ТВЧ 38HRC;

Для колеса: сталь 40X термообработка- улучшение 280HB.

3.1.1.                               

Шестерня     38 HRC     750

 Колесо          285 HB    640

3.2.Определим допускаемые  контактные напряжения:

3.2.1. Базовое число циклов

     (рис.4.1.3.)

  ,

  .

3.2.Эквивалентное число циклов:

  ;

  ч.

  где с =числу зацеплений  зуба за один оборот колеса (рис.4.1.5)

            с=1;

коэффициент, учитывающий изменение  нагрузки передачи в соответствии с  циклограммой (рис.4.1.1.)

.

-ресурс работы редуктора

,

.

 

3.2.3. Коэффициент долговечности рассчитываем по формуле:

,

.

3.2.4.Предел контактной выносливости рассчитаем по (табл.4.1.3.), МПа:

 МПа,

 МПа.

3.2.5.Допускаемые контактные напряжения:

.

где S_H(1)(2)=1.1- для зубчатых колес с однородной структурой

 МПа,

  МПа.

 

3.2.6. Расчетные допускаемые контактные напряжения:

Для конических колес:

   MПа,

3.3.Расчет допускаемых  напряжений на изгиб:

3.3.1.Базовое число циклов напряжений

3.3.2.Эквивалентное число циклов:

,

 МПа,

МПа.

3.3.3.Коэффициент долговечности:

.

,

.

3.3.4.Придел выносливости зубьев при изгибе:

  (табл.4.1.3.)[2]

 МПа,

  МПа.

3.3.5.Допускаемые изгибные напряжения:

  МПа,

S_F= 1.75 (табл.10.16)[2];

 МПа,

 МПа.

3.4.Допускаемые напряжения  при действии max. нагрузки:                     

Контактные: МПа; МПа.

Изгибные: МПа;    МПа.

 

 

 

4.Расчет передач.

4.1Расчет конической передачи.

4.1.1.Расчет диаметра шестерни и колеса и выбор основных параметров передачи:

4.1.2.Расчетный средний диаметр шестерни:

  ,мм.  

где k_d =75   ;

- коэффициент ширины шестерни  относительно ее диаметра                                  

- коэффициент, учитывающий неравномерность  распределения нагрузки по ширине  венца.  =f(HB, ) (рис. 4.2.2а, б- схемы 1,2)[1]. =1.

- коэффициент внешней динамической  нагрузки (табл. 4.2.9.)[1] =1,1

     

Тогда: мм.

4.1.3.Ширина венца зубчатых колес:

;

  ,мм.     

4.1.4.Угол делительного конуса:

,град.

4.1.5.Внешний делительный диаметр шестерни:

 мм.

 

Полученное значение согласно ГОСТу 12289-76 округляем до ближайшего стандартного =250 мм. Берем ,мм

4.1.6.Принимаем (табл. 4.2.13)[1]   тогда , определяем модуль зацепления:

,мм.   

 Проверка: , у нас - верно.

4.1.7.Действительное передаточное число:

 

4.1.8. Делительные внешние диаметры:

 мм,

 мм.

4.1.9.Действительное внешнее конусное расстояние:

 мм.

4.1.10. Средние делительные диаметры:

 мм,

  мм.

4.1.11 Радиальный зазор

 

4.1.12 Внешняя высота головки зуба:

 мм,

 мм,

4.1.13 Внешняя высота зуба:

 мм,

4.1.14. Внешние диаметры вершин зубьев

мм,

мм.

4.1.15. Внешняя высота ножки зуба:

 мм,

 мм,

 

4.1.16.Окружная сила в зацеплении:

 Н,

4.1.17.Окружная скорость колес:

 м/с.

4.1.18.Степень точности равна f(V, ) (табл.4.2.8)[1]

9-я степень точности

 

4.1.19Проверкп расчетных контактных напряжений на выносливость:

 

4.1.20.Расчетные контактные напряжения:

 

где (4.2.1 п.2.8)[1].

  - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев:

  =2,5

  - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов колес:

  =191

  - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий:

  =1

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении:

=1+0.076=1.076,

   

 МПа.

При проверке у нас МПа.

 

4.1.21. Проверка расчетных напряжений изгиба:

Коэффициент, учитывающий форму  зуба:

  (рис.4.2.3)[1];

 

для прямых зубьев

 

 

; .

Для шестерни:             Для колеса:    

       -слабое звено

 

4.1.22.Расчетные напряжения изгиба:

= =2144,4 H

где - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца:

=f(HB, ) (рис.4.2.2 схемы 1,2)[1]

=1

 

Коэффициент, учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении:

 МПа

 у нас  

Проверка сошлась.

 

4.1.23.Проверка прочности зубьев при перегрузках:

4.1.24.Максимальные контактные напряжения:

 МПа.

 МПа- верно

4.1.25.Максимальное напряжение изгиба:

 МПа,

 МПа

 МПа,

 МПа.

Проверка сошлась.

 

4.1.26.Силы в зацеплении конических колес:

4.1.27.Уточненный крутящий момент на колесе:

 Нм

4.1.28. Окружные силы: на шестерне и колесе

 Н

  Н

4.1.29. Радиальные силы:

Н

   по ГОСТ 13755-81  стр. 27 

 Н

4.1.30.  Осевые силы:

 Н

 Н

    

 

4.2 Расчет ременной передачи.

 

4.2.1. Определяем диаметр меньшего шкива:

мм

=125 по ГОСТ1284,3-80

4.2.2. Определяем диаметр большего шкива:

мм

=250 по ГОСТ 1284,3-80

4.2.3. Определяем скорость ремня:

  м/с

4.2.4. Межосевое расстояние:

4.2.5. Выбираем количество клиньев:

Z=6

4.2.6. Определяем длину ремня:

Выбираем длину ремня 900 мм

4.2.7. Определяем межосевое расстояние, выверенное по принятой длине ремня ремня:

4.2.8. Угол обхвата на малом шкиве:

4.2.9. Усилие, действующее на вал:

 H

4.2.10. Ширина шкивов:

мм

4.2.11. Определяем силу предварительного натяжения на вал:

Н

где =1, ,

4.2.12. Давление на валы:

5.Расчет передачи на  ЭВМ