123733 (Привод ленточного конвейера)

Кафедра «Основы проектирования машин»

Курсовой проект

Тема “Привод ленточного конвейера”

Содержание

Введение

1. Техническое задание

2. Энергетический и кинематический расчёт привода

3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

4. Расчёт тихоходной зубчатой передачи

4.1 Проектный расчёт передачи

4.2 Проверочный расчёт передачи на контактную выносливость

4.3 Проверочный расчёт передачи по напряжениям изгиба

4.4 Расчёт геометрических параметров передачи

5. Расчёт быстроходной зубчатой передачи

5.1 Проектный расчёт и определение геометрических параметров передачи

6. Расчёт валов

6.1 Проектный расчёт валов

6.2 Проверочный расчёт тихоходного вала редуктора

7. Выбор подшипников качения

7.1 Проверочный расчёт подшипников качения тихоходного вала

8. Расчёт шпоночных соединений

9. Выбор муфт

10. Смазка редуктора

Заключение

Список использованной литературы

Введение

Червячно-цилиндрические редукторы имеют разъёмный корпус для цилиндрической передачи. В этом случае может быть использован нормальный корпус червячного редуктора. В расточку корпуса под роликовый подшипник с короткими цилиндрическими роликами вставлена втулка корпуса цилиндрической передачи, которая крепится к фланцу корпуса червячной передачи болтами, которые между собой связаны проволокой для устранения самоотвинчивания.

Для маслонепроницаемости в местах торцевых соединений корпуса цилиндрической и червячной передачи, а также торцевой крышки с корпусом цилиндрической передачи прокладываются картонные прокладки. Крышка должна быть достаточно жёсткой и для обеспечения маслонепроницаемости болты, стягивающие две детали, размещаются на расстоянии, равном 6…8 диаметрам болта. Положение крышки относительно корпуса фиксируется двумя вытяжными коническими штифтами, расположенными на противоположных сторонах торцевого фланца.

Червяк, изготовленный за одно целое с валом, устанавливается с одной стороны на два конических роликовых подшипника с углом конуса 27° и воспринимает как радиальную, так и осевую нагрузку. На другом конце вала установлен однорядный цилиндрический подшипник с короткими цилиндрическими роликами с бортами на внутреннем кольце, что обеспечивает свободное перемещение вала по роликам при температурном расширении. Составное червячное колесо, изготовленное напресовкой бронзового венца на стальную ступицу с дополнительным стопорением тремя винтами, установлено на выходном валу редуктора по посадке с гарантированным натягом в сочетании со шпоночным соединением. Опорами вала червячного колеса являются радиально-упорные роликовые подшипники.

Цилиндрическая передача в данных редукторах ограничивается окружной скоростью от 2 до 8 м/с и может выполняться прямозубой или косозубой. Ограничение скорости предусматривает устранение возможного перегрева масла в картере цилиндрической передачи при вращении.

1. Техническое задание

Рисунок 1 – Схема привода 1– электродвигатель; 2– муфта упругая; 3– редуктор; 4– муфта зубчатая; 5– вал приводной.

Исходные данные

1 Тяговое усилие F_t = 4,6 кН;

2 Скорость ленты V=0,25 м/с;

3 Диаметр барабана D=275 мм;

4 Длина барабана L=350 мм

2. Энергетический и кинематический расчёт привода

Определение номинальной мощности привода и выбор электродвигателя

Номинальная мощность электродвигателя:

P= (1)

где Р - номинальная мощность требуемого электродвигателя;

F_t - тяговое усилие;

V - скорость ленты;

η - КПД привода

Общий КПД привода:

η = η₁η₂η η₄η₅ (2)

где η₁ - КПД цилиндрической зубчатой передачи с косыми зубьями,

η₁=0,98 (таблица 2.1 [3]);

η₂ - КПД червячной передачи, η₂=0,75 (таблица 2.1 [3]);

η₃ - КПД подшипников качения, η₃ =0,995 (таблица 2.1 [3]);

η₄ - КПД муфты упругокомпенсирующей, η₄ =0,995 (таблица 2.1 [3]);

η₅ - КПД муфты жёсткокомпенсирующей, η₅ =0,995 (таблица 2.1 [3]);

η=0,980,750,995⁴0,9950,995 =0,723

р= = 1,59 кВт

После определения расчётной мощности двигателя предварительно определяем частоту вращения вала ротора, для чего частоту вращения вала привода умножаем на общее ориентировочное передаточное число привода:

n_б = 601000V/πD (3)

где n_б – частота вращения барабана;

V - скорость ленты;

D- диаметр барабана;

n_б =60 1000 0,25/ 3,14 275 = 17,4 мин^-1

По таблице 2.2 [3] ориентировочно определяем общее передаточное число привода:

U_об = U₁U₂ (4)

где U₁ – передаточное число зубчатой цилиндрической передачи с косозубыми колёсами в закрытом корпусе, U₁=4;

U₂ – передаточное число червячной передачи при двухзаходнем червяке, U₂=40

U_об = 440=160

Ориентировочная частота вращения вала ротора электродвигателя:

n_эд= n_б U_об=17,4160=2784 мин^-1 (5)

Зная мощность и частоту вращения вала ротора электродвигателя, по таблице 2.3 [3] выбираем двигатель асинхронный единой серии АИР с номинальной мощностью N_дв=1,9 кВт.

Электродвигатель АИРС80В2: Р_дв=1,9 кВт, n_дв=2830 мин^-1

Определение общего передаточного числа привода

Общее передаточное число привода определяется по формуле:

U= n_дв/ n_б (6)

где n_дв- частота вращения ротора двигателя, n_дв=2830 мин^-1;

n_б - частота вращения барабана, n_б= 17,4 мин^-1;

U= 2830/17,4=162,64

Производим разбивку общего передаточного числа по ступеням. Принимаем передаточное число тихоходной ступени U_т=40, быстроходной

U_б= U/ U_т (7)

U_б=162,64/40=4,07

Определение частот вращения валов редуктора

n₁ = n_дв=2830 мин^-1; (8)

n₂= n₁/ U_б=2830/4,07=695,33 мин^-1; (9)

n₃= n₂/ U_т =695,33/40=17,38 мин^-1; (10)

n₄= n₃=17,38 мин^-1; (11)

Определение угловых скоростей валов привода

ω₁ = π n₁/30 = 3,142830/30 = 296,21 с^-1; (12)

ω₂ = π n₂/30 = 3,14695,33/30 = 72,78 с^-1; (13)

ω₃ = π n ₃/30 = 3,14 17,38/30 = 1,82 с^-1; (14)

ω₄ = ω₃ = 1,82 с^-1 (15)

Определение мощностей, передаваемых валами привода

р₁ = р η₃ η₄ (16)

где Р - номинальная мощность требуемого электродвигателя,

р =1,7кВт;

η₃ - КПД подшипников качения, η₃ =0,995 (таблица 2.1[3]);

η₄ - КПД муфты упругокомпенсирующей, η₄ =0,995 (таблица 2.1 [3]);

р₁=1,9 0,995 0,995=1,88 кВт

р₂= р₁ η₁ η₃ (17)

где η₁ - КПД цилиндрической зубчатой передачи с косыми зубьями

η₁ =0,98 (таблица 2.1[3]);

η₃ - КПД подшипников качения, η₃ =0,995 (таблица 2.1 [3]);

р₂=1,88 0,98 0,995=1,83 кВт

р₃=р₂ η₂ η₃ (18)

где η₂ - КПД червячной передачи, η₂=0,75 (таблица 2.1[3]);

η₃ - КПД подшипников качения, η₃ =0,995 (таблица 2.1[3]);

р₃=1,83 0,75 0,995=1,38 кВт

р₄=р₃ η₃ η₅ (19)

где η₃ - КПД подшипников качения, η₃ =0,995 (таблица 2.1[3]);

η₅ - КПД муфты жёсткокомпенсирующей, η₅ =0,995 (таблица 2.1[3]);

р₄=1,38 0,995 0,995=1,37 кВт

Определение крутящих моментов на валах привода:

Т₁=9550 =9550 =6,34 Нм (20)

Т₂=9550 =9550 =25,13 Нм (21)

Т₃=9550 =9550 =758,29 Нм (22)

Т₄=9550 =9550 =752,79 Нм (23)

Таблица 1 – Значения параметров элементов привода

3. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Выбор материала и определение допускаемых напряжений тихоходной ступени.

В связи с высокими скоростями скольжения и неблагоприятными условиями смазки материалы червячной пары должны обладать антифрикционными свойствами, износостойкостью и пониженной склонностью к заеданию.

Предварительно оцениваем скорость скольжения

ν_s = 4,5 10^-4 n₂ (24)

где Т₃ – момент на червячном колесе, Т₃ = 752,79 Нм;

n₂ – частота вращения червяка, n₂ = 695,33 мин^-1;

ν_s = 4,5 10^-4 695,33 = 2,85 м/с

Так как при скоростях скольжения (2÷5)м/с в качестве материала для изготовления зубчатых венцов червячных колес применяются безоловянистые бронзы, то принимаем бронзу БрАЖ9-4 со следующими механическими свойствами: σ_в=400 МПа, σ_т=200 МПа (таблица 9.4[1]). Материал червяка выбираем сталь 40Х со следующими механическими свойствами: σ_в=1000 МПа, σ_т =800 МПа, закалка до 54 HRC (таблица8.8[1]).

Определяем допускаемые контактные напряжения:

[σ_н] = 300 – 25 ν_s ≤ [σ_н]_max (25)

[σ_н] = 300 – 25 2,85 = 228,75 МПа

[σ_н]_max = 1,65 σ_т (26)

[σ_н]_max = 1,65 800 = 1320 МПа,

условие соблюдается.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

[σ_F] = 0,25σ_т +0,08σ_в ≤ [σ_F]_max (27)

[σ_F] =0,25 200 +0,08 400=82 МПа

[σ_F]_max = 2 σ_т=2 200 = 400 МПа (28)

Выбор материала и определение допускаемых напряжений быстроходной ступени.