Привод ленточного транспортера

Министерство образования и науки Российской ФедерацииФедеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшегообразования «Московский государственный технический университет имениН. Э. Баумана (национальный исследовательский университет)»Факультет «Робототехники и комплексной автоматизации»Кафедра «Основы конструирования машин»ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА (Конвейера)Пояснительная запискаДМ-90.00.00 ПЗСтудент группы Э4-64 ________________________ Лайнвебер Н.В.Руководитель проекта ___________________________ Гудков В.В.Москва, 2019 г.
!1СодержаниеТехническое заданиеВведение1.

Кинематический расчет1.1. Подбор электродвигателя1.2. Определение частот вращения и вращающих моментов на валах2. Расчет параметров передачи на ЭВМ2.1 Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор варианта3. Эскизное проектирование3.1 Диаметры валов3.2 Выбор типа и схема установки подшипника3.3 Расстояния между деталями передач4. Конструирование цилиндрического зубчатого колеса внешнего зацепления4.1. Шевронные зубчатые колеса тихоходной ступени4.2. Вал-шестерня5. Расчет соединений колеса и вала5.1 Подбор посадки с натягом6.

Конструирование корпусных деталей редуктора6.1 Tолщины стенки корпуса6.2 Толщина стенки крышки корпуса6.3 Конструктивное оформление внутреннего контура редуктора6.4 Конструирование крышки подшипника на валах6.5 Крепление крышки редуктора к корпусу6.6 Опорная часть корпуса.7. Конструирование подшипниковых узлов7.1 Расчет подшипников на быстроходном валу7.2 Расчет подшипников8. Проверочный расчет вала на прочность8.1 Расчет на статическую прочность и сопротивление усталости тихоходного вала9.

Расчет шпоночных соединений9.1 Муфта на тихоходном валу9.2 Муфта на быстроходном валу!210. Выбор смазочных материалов11. Подбор муфт11. 1 Расчет и конструирование муфты с упругими элементами11.2 Подбор муфты на быстроходном валу12. Проектирование приводного вала12.1 Расчет подшипников на ресурс12.2 Расчет на статическую прочность12.3 Расчет сварного шва на статическую прочностьЗаключениеСписок литературыПриложения!3
!4ВведениеВ рамках данного проекта, необходимо разработать привод ленточного транспортера.Ленточный транспортер предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировкиштучных грузов.Движение ленты осуществляется посредством вращения приводного барабана,смонтированного на приводном валу.

Передача вращения на него осуществляется посредствомцилиндрического редуктора и асинхронного электродвигателя. Передача вращения от двигателя кредуктору осуществляется через упруго-компенсирующую муфту. Соединение приводного итихоходного валов осуществляется посредством компенсирующей муфты. Приводная станциясмонтирована на сварной раме транспортёра.Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц инапряжением 380В. Расчетный ресурс 10000 часов при надежности подшипников качения 90%,зубчатых передач 98%. Изготовление серийное - 1000 штук в год.!51.

Кинематический расчет [1, с. 5-10]Для проектирования ленточного конвейера, прежде всего, необходимо выбратьэлектродвигатель. Для этого определим мощность, потребляемую движущим устройством, оценимКПД отдельных звеньев кинематической цепи. Далее уточним передаточное отношение редуктора,подсчитаем вращающие моменты на валах привода. Таким образом, определим исходные данныедля расчета передачи.1.1 Подбор электродвигателяДля выбора электродвигателя определяют требуемую его мощность и частоту вращения.Потребляемую мощность (кВт) привода (мощность на выходе) определяют по формуле:Ft ⋅ v,QPпр =103где QFt – окружное усилие на барабане, vQ – скорость ленты.QPпр =2,1 ⋅ 1,8= 3,78 кВТ,103QPпр < Pэд .Тогда требуемая мощность электродвигателяQP′эд =Pпрηд,где Qηд – КПД привода, равный произведению КПД отдельных звеньев кинематической цепи.Qηд = ηп ⋅ ηм ⋅ ηзп ⋅ ηм,где Qηп - КПД подшипника, ηQ зп – КПД цилиндрической зубчатой передачи и ηQ м– КПД муфты(см.[1] табл.

1.1).Qηд = 0,99 ⋅ 0,98 ⋅ 0,97 ⋅ 0,98 = 0,922;3,78= 4,1 кВт .QP′эд =0,922Принимаем QPэд = 4 кВт .Т.к. Qv =π ⋅ D ⋅ nпр6 ⋅ 10 4⇒v ⋅ 6 ⋅ 10 4nQ пр =,D⋅πгде D - диаметр барабана.!6nQ пр =1,8 ⋅ 6 ⋅ 10 4об= 137,5.250 ⋅ πминТребуемую частоту вращения вала электродвигателя вычисляется, подавлением в формулидля n′Q эд среднее значения передаточного числа из рекомендуемого диапазона для зубчатойпередачи:Qn′эд = nпр ⋅ u т,где Qu т = 6,3 - передаточное число тихоходной ступени цилиндрического одноступенчатогоредуктора.обQn′эд = 137,5 ⋅ 6,3 = 866,25.минПо [1, таблица 24.9] выбираем электродвигателе АИР 112МВ6/950.

Мощностьэлектродвигателя и частота:Q = 4 кВт и Qnэд = 950Pобмин.Передаточное число редуктораuQ р = uд =nэдnпр=950= 6,91.137,51.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах.1) Вращающий момент на приводном валуQTпр =Ft ⋅ D2,1 ⋅ 250== 262,5 Н ⋅ м .222) Вращающий момент на тихоходном валуQ T=TTпрηп ⋅ η м=262,5= 270,56 Н ⋅ м ≈ 270,6 Н ⋅ м .0,99 ⋅ 0,987!72. Расчет параметров передачи на ЭВМ2.1 Анализ результатов расчета на ЭВМ и выбор вариантаВ результате вычислений были получены данные приложении 1. Применение ЭВМ длярасчета передач расширяет объем используемой информации, позволяет произвести расчеты сперебором значений наиболее значимых параметров: способа термической обработки илиприменяемых материалов (допускаемых напряжений), распределения общего передаточного числамежду ступенями и др.С учетом минимального межосевого расстояния при достаточно близком по величинеотношении передаточных чисел ступеней и малой массы редуктора, выбираем вариант 6.Итоговые данные приведены в приложении 2.!83.

Эскизное проектированиеПервым этапом конструирования является разработка эскизного проекта. При эскизномпроектировании определяют расположение деталей передач, расстояние между ними,ориентировочные диаметры и длины ступеней валов по формулам [1. c. 45-46], выбирают типыподшипников и схемы их установки. Выбор значений коэффициентов для вычисленияминимального диаметра объясняется применением роликовых и шариковых радиальныхподшипников. Вычисленные значения диаметров округляют до стандартных [1.

табл. 24.1].Концевые участки быстроходного и тихоходного вала имеет коническую форму. Диаметрконцевого участка выбираем из стандартных значений [1.табл. 24.27].3.1 Диаметры валовПредварительные оценки значений диаметров (мм) различных участков стальных валовредуктора определяют по формулам:для быстроходного вала:dQ ⩾ (7...8) 3 TБ ,T.к. быстроходная ступень цилиндрическая, тоdQ ⩾ 8 3 TБ ,где QTБ - вращающий момент на быстроходном валу dQ ⩾ 8 3 41,1 = 27,61 мм .Принимаем Qd = 28 мм .Диаметр вала под подшипник качения dQ п ≥ d + 2tкон,где принимаем значение tQ кон = 1,8 -высота заплечика [ГОСТ 7242-81];dQ п ≥ 28 + 2 ⋅ 1,8 = 31,6 мм .

Принимаем dQ п = 35 мм .dQ бп ⩾ dп + 3r = 35 + 3 ⋅ 2 = 41 мм . Принимаем dQ бп = 41 мм .QlКБ = 1,4 ⋅ dп = 1,4 ⋅ 35 = 49 мм . Принимаем lQ КБ = 49 мм .QlМБ = 1,4 ⋅ d = 1,5 ⋅ 28 = 42 мм .Вычисленные значения диаметров и длин округляют в ближайшую сторону до стандартныхзначений. Координату r фаски подшипника и высоту tQ цил заплечика принимают в зависимости отдиаметра d концевого участка вала.для тихоходного (выходного) вала:!9dQ ⩾ (5...6) 3 Tт ,где QTт - вращающий момент на выходном (тихоходном) валу.dQ ⩾ 6 ⋅3270,2 = 38,42 мм . Принимаем dQ = 63 мм . [ГОСТ 12081-72]dQ п ⩾ d + 2tц,где принимаем значение tQ ц = 3,5 - высота заплечика [ГОСТ 7242-81];dQ п ⩾ 63 + 2 ⋅ 3,5 = 70 мм . Принимаем dQ п = 70 мм .dQ бп = dк ⩾ dп + 3r = 70 + 3 ⋅ 2 = 76 мм .

Принимаем dQ бп = 76 мм .QlКТ = 1,2 ⋅ dп = 1,4 ⋅ 70 = 98 мм . Принимаем lQ КТ = 98 мм .QlМТ = 1,5 ⋅ d = 1,5 ⋅ 63 = 90 мм .Вычисленные значения диаметров и длин округляют в ближайшую сторону до стандартныхзначений. Координату r фаски подшипника и высоту tQ цил заплечика принимают в зависимости отдиаметра d концевого участка вала.3.2 Выбор типа и схема установки подшипникаДля опор плавающих валов шевронных передач примечают радиальные подшипники скороткими цилиндрическими роликами первоначально легкой серии для быстроходного вала [1.рис.

3.9]. Для тихоходного вала рекомендуют применять подшипники шариковые радиальныепервоначально легкой серии.Для тихоходного вала используем схему враспор. В схеме враспор [1. рис. 3.9] каждыйподшипник фиксирует вал в одном осевом направлении. Схема враспор наиболее проста итехнологична.Для быстроходного вала: 42207 d=35 мм, D=72 мм, B=17 мм [1. табл.

24.13].Для тихоходного вала: 213 d=70 мм, D=125 мм, B=24 мм [1. табл. 24.10].3.3 Расстояния между деталями передачЧтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стеноккорпуса, между ними остается зазор «a» (мм):3aQ ⩾ 6 L + 3,где L - расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм.Q ⩾a336,311 + 211,689 + 3 =3248 + 3 = 9,28 мм .!10Принимаем Qa = 10 мм .Расстояние между торцевыми поверхностями колес:cQ = (0,3...0,5) ⋅ a = 0,4 ⋅ 10 = 40 мм .Расстояние bQ 0 между дном корпуса и поверхностью колес для всех типов редукторов икоробок принимают:bQ 0 ⩾ 4 ⋅ a = 4 ⋅ 10 = 40 мм .Принимаем Qb0 = 40 мм .После определения параметров чертится эскиз редуктора в двух проекциях в масштабе 1:1,одна проекция с разъемом по осям валов.

Учитываются размеры зубчатых колес и величины а и b0.!114. Конструирование цилиндрического зубчатого колеса внешнего зацепления4.1. Шевронные зубчатые колеса тихоходной ступениКолесо производим по схеме 5.6 а с учетом отсутствия канавки, т.к. производство среднесерийное [1. c. 66, 69].Исходные данные:d = dK = 76 мм – диаметр посадочной поверхности колеса;Характерные размеры:ширина зубчатого венца bQ 2 = 48 мм;модуль зацепления (нормальный) mQ = 2 мм;ширина канавки для выхода фрезы (по условию) aQ = 0 мм;длина ступицы lQ ст = (0,8...1,5) ⋅ d = 1,8 ⋅ 76 = 60,8 мм;по ряду стандартных размеров выбираем lQ ст = 62 мм;диаметр ступицы dQ ст = 1,55 ⋅ d = 1,55 ⋅ 76 = 117,8 мм;по ряду стандартных размеров выбираем dQ ст = 120 мм;фаска на торце зубчатого венца fQ = 0,5 ⋅ m = 0,5 ⋅ 2 = 1 мм;угол фаски αQ ф = 45∘, т.к.