Привод ленточного конвейера (стр. 1 из 3)
Кафедра: ”Основы проектирования машин и механизмов”
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА
Содержание
Техническое задание
Введение
1. Энергетический и кинематический расчеты привода
2. Расчет редуктора
2.1 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач
2.2 Расчет геометрии передачи тихоходной ступени
2.3 Расчет валов
2.3.1 Проектный расчет валов
2.3.2 Проверочный расчет тихоходного вала
2.4 Выбор подшипников качения
2.5 Выбор и расчет шпонок
3. Смазка редуктора
4. Выбор муфт
Список использованных источников
Техническое задание
Спроектировать привод к ленточному конвейеру
1. Электродвигатель
2. Муфта
3. Редуктор
4. Муфта
5. Барабан приводной
Особые условия
1.Электродвигатель и редуктор установлены на общей раме или плите.
2. Редуктор вертикальный
Исходные данные
1. Тяговое усилие на барабане Ft, кН 4
2. Скорость движения ленты V, м/с 1,6
3. Диаметр барабана D, мм 300
4. Длина барабана L, мм 450
5. Срок службы передачи 5 лет, Kсут=0,29
Разработать
1. Редуктор.
2. Вал приводной с барабаном, муфтой и подшипниками.
3. Общий вид привода.
4. Раму привода.
5. Рабочие чертежи деталей редуктора.
Введение
Инженер-конструктор является творцом новой техники, и уровнем его творческой работы в большей степени определяются темпы научно-технического прогресса. Деятельность конструктора принадлежит к числу наиболее сложных проявлений человеческого разума. Решающая роль успеха при создании новой техники определяется тем, что заложено на чертеже конструктора. С развитием науки и техники проблемные вопросы решаются с учетом все возрастающего числа факторов, базирующихся на данных различных наук. При выполнении проекта используются математические модели, базирующиеся на теоретических и экспериментальных исследованиях, относящихся к объемной и контактной прочности, материаловедению, теплотехнике, гидравлике, теории упругости, строительной механике. Широко используются сведения из курсов сопротивления материалов, теоретической механики, машиностроительного черчения и т. д. Все это способствует развитию самостоятельности и творческого подхода к поставленным проблемам.
В настоящее время в Республике Беларусь отсутствует собственное производство редукторов общего использования. Между тем в республике имеется ряд разработок, которые позволили бы организовать такое производство.
Одной из таких разработок является конструкция пластинчатого редуктора внутреннего зацепления, работающего на кафедре СДМ.
При выборе типа редуктора для привода рабочего органа (устройства) необходимо учитывать множество факторов, важнейшими из которых являются: значение и характер изменения нагрузки, требуемая долговечность, надежность, КПД, масса и габаритные размеры, требования к уровню шума, стоимость изделия, эксплуатационные расходы.
Из всех видов передач зубчатые передачи имеют наименьшие габариты, массу, стоимость и потери на трение. Коэффициент потерь одной зубчатой пары при тщательном выполнении и надлежащей смазке не превышает обычно 0,01. Зубчатые передачи в сравнении с другими механическими передачами обладают большой надежностью в работе, постоянством передаточного отношения из-за отсутствия проскальзывания, возможностью применения в широком диапазоне скоростей и передаточных отношений. Эти свойства обеспечили большое распространение зубчатых передач; они применяются для мощностей, начиная от ничтожно малых (в приборах) до измеряемых десятками тысяч киловатт. Передаваемые моменты достигают 5*106 Н*м. Диаметры колес, например в передачах на гребной винт судовых установок, доходят до 6 м.
К недостаткам зубчатых передач могут быть отнесены требования высокой точности изготовления и шум при работе со значительными скоростями.
Косозубые колеса применяют для ответственных передач при средних и высоких скоростях. Объем их применения – свыше 30% объема применения всех цилиндрических колес в машинах; и этот процент непрерывно возрастает. Косозубые колеса с твердыми поверхностями зубьев требуют повышенной защиты от загрязнений во избежание неравномерного износа по длине контактных линий и опасности выкрашивания.
Одной из целей выполненного проекта является развитие инженерного мышления, в том числе умение использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Для курсового проекта предпочтительны объекты, которые не только хорошо распространены и имеют большое практическое значение, но и не подвержены в обозримом будущем моральному старению.
Существуют различные типы механических передач: цилиндрические и конические, с прямыми зубьями и косозубые, гипоидные, червячные, глобоидные, одно- и многопоточные и т. д. Это рождает вопрос о выборе наиболее рационального варианта передачи. При выборе типа передачи руководствуются показателями, среди которых основными являются КПД, габаритные размеры, масса, плавность работы и вибронагруженность, технологические требования, предпочитаемое количество изделий.
При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов необходимо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости изделия: в редукторах общего назначения – 85%, в дорожных машинах – 75%, в автомобилях – 10% и т. д.
Поиск путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии приходится на механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.
Наиболее полно требования снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием электродвигателя и редуктора с внешним зацеплением.
1. Энергетический и кинематический расчет привода
Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:
Pp=FtV= 4×103×1,6=6,4 кВт,
где Ft– тяговое усилие на барабане, кН;
V – окружная скорость
Мощность, потребляемая электродвигателем, по ф. стр.5 [1]:
Pэп=Рр/h=6,4/0,86=7,44кВт,
где h - общий К.П.Д. привода;
h=hпк4hм2hзп2=0,9934×0,972×0,972=0,86 ,
где hпк, hм, hзп – КПД соответственно подшипников качения, муфты и зубчатой передачи.
Определяем частоту вращения приводного вала:
nр=60000×V×(p×D)=60000×1,6/(3,14×300)=101,9мин-1.
Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:
nэж=nр×U0=101,9×14,2=1446,98мин-1,
где U0 – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],
U0=Uбпо×Uтпо=3,55×4=14,2,
где Uбпо, Uтпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].
Исходя из вычисленных значений Рэп и nэж по табл. 3 [1] выбираем электродвигатель 4А132S4 с синхронной частотой вращения nэдс=1455мин-1 и мощностью Рэд=7,5 кВт.
Определяем передаточное число привода:
U0=nэда/np=1455/101,9=14,27.
Разбиваем U0 на передаточные числа :
Uтп=U0/Uбп× =14,27/3,55=4,02
где Uбп=3,55 – передаточное число быстроходной передачи;
Выбираем передаточное число тихоходной передачи из стандартного ряда Uтп=4,0
Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:
n1=nэда=1455 мин-1,
n2=n1/Uбп=1455/3,55=409,85 мин-1,
n3=n2/Uтп=409,85/4,0=102,46 мин-1,
n4=n3=102,46 мин-1.
Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:
Р1=Рэп×hм×hпк=7,5×0,97×0,993=7,22 кВт;
Р2=Р1×hцил.п×hпк=7,22×0,97×0,993=6,95 кВт;
Р3=Р2×hцил.п×hпк=6,95×0,97×0,993=6,69 кВт;
Р4=Рр=6,4 кВт»Р3×hм×hпк=6,69×0,993×0,97=6,44 кВт;
Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:
w1=p×n1/30=3,14×1455/30=152,29 с-1;
w2=p×n2/30=3,14×409,85/30=42,89 с-1;
w3=wр=p×n3/30=3,14×102,46/30=10,72 с-1.
Определяем крутящие моменты на валах привода по ф.:
Т1=9550×Р1/n1=9550×7,22/1455=47,38 Н×м;
Т2=9550×Р2/n2=9550×6,95/409,85=161,94 Н×м;
Т3=9550×Р3/n3=9550×6,69/102,46=623,5 Н×м;
Т4=9550×Р4/n4=9550×6,44/102,46=600,25 Н×м.
2. Расчет редуктора
2.1 Выбор материалов и расчет допускаемых напряжений для зубчатых передач
Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления колес сравнительно недорогую легированную сталь 40Х, а для шестерен 45Х. По таблице 4.1.1 [2] назначаем термообработку: для шестерен – улучшение НВ 240…280;
для колес – улучшение НВ 230..260.
При данной термообработке обеспечивается приработка зубьев.
Определяем допускаемые напряжения.
Допускаемые контактное напряжение шестерни рассчитываем по ф. из табл. 2.5[2]:
sнр1=0,9×sнlim1×ZN/SН=0,9×590×1/1,2=408,462 Мпа,
где sнlim1- предел контактной выносливости шестерни, определенной по ф. из табл. 4.1.3 [2]
sнlim1=2×НВ+70=2×260+70=590 Мпа,
где НВ=260 – твердость,
ZN – коэффициент долговечности шестерни, определяется по ф. из табл. 1.2 [3]
ZN1=
где NHlim1 – предел контактной выносливости шестерни, определяемый по формуле
NHlim1=30×НВ2,4=30×2602,4=1,875×107
где Nк – расчетное число циклов напряжений при постоянном режиме работы шестерни, определяемое по ф. табл. 1.2 [3]