Проектирование привода ленточного транспортера (стр. 1 из 6)
Содержание
Техническое задание
Введение
1 Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
1.2 Определение частоты вращения и момента
1.3 Анализ результатов расчета на ЭВМ
2 Расчет шпоночных соединений
2.1 На быстроходном валу
2.2 На промежуточном валу
2.3 На тихоходном валу
3 Конструирование редуктора
3.1 Предварительный расчет валов
3.1.1 Быстроходный вал
3.1.2 Промежуточный вал
3.1.3 Тихоходный вал 11
3.2. Расстояние между деталями передач 11
4 Расчет подшипников качения
4.1 Выбор типа и схемы установки подшипника
4.2 Расчет подшипников быстроходного вала
4.3 Расчет подшипников тихоходного вал
4.4 Расчет подшипников промежуточного вала
4.5 Расчет подшипников приводного вала
5 Расчет валов на прочность
5.1 Расчет быстроходного вала на статическую прочность
5.2 Расчет быстроходного вала на усталостную прочность
5.3 Расчет тихоходного вала на статическую прочность
5.4 Расчет тихоходного вала на усталостную прочность
5.5 Расчет промежуточного вала на статическую прочность
5.6 Расчет промежуточного вала на усталостную прочность
5.7 Расчет приводного вала на статическую прочность
6 Конструирование корпусных деталей
7 Расчет сварного соединения
8 Подбор и расчет муфт
8.1 Муфта между выходным и приводным валами
8.2 Муфта между валом двигателя и входным валом
9 Выбор смазочных материалов
Список используемой литературы
Приложения
Введение
В рамках данного проекта нам необходимо разработать привод ленточного транспортёра, состоящий из частей: цилиндрический редуктор; электродвигатель; приводной вал с барабаном; две муфты.
Ленточный транспортёр - машина непрерывного транспорта для вертикального перемещения сыпучих грузов ковшами, укреплёнными на резинотканевой ленте.
Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине. Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.
Редуктор может применяться в различных устройствах, помимо данного. В редукторе используется цилиндрическая передача с косозубыми колёсами. Это позволяет увеличить нагрузочную способность, увеличить продолжительность работы из-за снижения напряжений изгиба. При этом материальные затраты остаются приблизительно на одинаковом уровне (в сравнении с редуктором имеющим прямозубые колёса). При правильной сборке редуктор работает бесшумно и плавно.
Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – зубчатые колеса, подшипники, вал и пр.
Среди недостатков таких передач отметим повышенные требования к точности изготовления, шум при больших скоростях, высокую жесткость не позволяющую компенсировать динамические нагрузки. Однако отмеченные недостатки не снижают существенного преимущества зубчатых передач перед другими. Вследствие своих достоинств они широко распространены во всех отраслях машиностроения.
1 Кинематический расчет привода
1.1 Выбор электродвигателя
Привод состоит из асинхронного двигателя, цилиндрического двухступенчатого соосного двухпоточного редуктора внутреннего зацепления тихоходной ступени, приводного вала с барабаном и муфты. Редуктор служит для передачи мощности от вала электродвигателя к приводному валу. При передаче мощности имеют место её потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место в зубчатых передачах, в подшипниках качения, в муфте. В виду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой электродвигателем, на величину потерь.
Определяется потребляемая мощность привода, для чего находятся вращающий момент и частота вращения тихоходного вала(, стр.5):
Tв=Ft*D/2 Tв = 1440Нм - вращающий момент;
nB = V*6*104/π*D nB = 64.9 об/мин - частота вращения вала привода;
Потребляемая мощность привода:
Pв = TB*nB/9550 Pв = 9.786 кВт
Определяется КПД привода:
ηП = 0.99 - КПД пары подшипников качения;
ηМ = 0.98 -КПД соединительной муфты;
ηЗЦ = 0.97 -КПД зубчатой закрытой цилиндрической передачи;
ηo = ηП ηМ ηЗЦ2 ηМ ηo =0.895 -общий КПД привода;
Мощность электродвигателя:
Pэ.тр = Pв/ ηo Pэ.тр = 11кВт;
Выбирается электродвигатель по мощности и частоте вращения([1], стр.459):
Pэд = 11кВт
Для выбора электродвигателя также определяется частота вращения:
Требуемая частота вращения:
Uo = 29.7 - передаточное число привода;
nЭ.ТР = nв*Uo nЭ.ТР = 1.298*103 об/мин
По мощности и частоте вращения принимается электродвигатель АИР 160S6 с частотой вращения:
nЭД = 970 об/мин
1.2 Определение частоты вращения и вращающего момента на тихоходном валу
Определяются истиные частота вращения и вращающий момент на тихоходном валу.
Уточнение передаточного числа привода:
Uo = nэд/nв Uo = 970/64.9 = 14.946
Uo = 14.9
Частота вращения тихоходного вала редуктора:
nтих = nв nтих = 64.9 об/мин
Момент на тихоходном валу редуктора:
Тэл.д = 9550Pэд/nэд Тэл.д =96.45 Нм
Tтих =Тэл.д*Uo*ηм*ηзц2 Tтих = 1325*103Нм
1.3 Анализ результатов расчета на ЭВМ
В результате расчета на ЭВМ получено 18 вариантов редукторов.
В качестве критерия оптимальности наиболее часто принимают массу изделия. Выбор варианта выполняют с учетом следующих ограничений:
- возможности конструктивного решения выбранного варианта;
- дефицитности материалов;
- технологических возможностей производства;
- соразмерности узлов и деталей привода.
Конструктивные ограничения – возможность изготовления зубьев шестерни и обеспечение необходимой прочности и жесткости быстроходного вала; возможность размещения в корпусе редуктора подшипников валов быстроходной ступени.
Исходя из обеспечения необходимой прочности и жесткости вычисляют диаметр d (мм) концевого участка быстроходного вала
d ≥ K(TБ)1/3
df1 ≥ 1.25d
Где К=7 для цилиндрической передачи.
Не рекомендуется выбирать вариант, где диаметр впадин быстроходной шестерни меньше 33 мм.
Для оценки результатов расчета строим графики (приложение 1), отражающие влияние распределения общего передаточного числа
между быстроходной 
и тихоходной 
ступенями редуктора, а также способа термообработки зубчатых колес на основные качественные показатели: массу зубчатых колес, массу редуктора, суммарное межосевое расстояние, диаметр впадин зубьев быстроходной шестерни, диаметры вершин зубьев колес быстроходной и тихоходной ступеней.В качестве оптимального следует выбрать вариант с меньшей массой, но и учитывать другие показатели. Поэтому для конструктивной проработки принят вариант 3 (улучшение колеса и шестерни).
В этом случае выбирается марка стали колеса – 45, а для шестерни – 40Х.
2 Расчет шпоночных соединений
Во всех расчетах принимается призматическая шпонка ГОСТ 23360 - 78.
Расчет шпоночных соединений проводится только на смятие. Расчет на срез не проводится т.к. берутся стандартные сечения шпонок.
Допускаемое напряжение смятия принимается по ([2], табл.6.1) методических указаний
Л.П. Варламова, из условия что соединение неподвижное, соединяемые материалы - улучшенные или закаленные стали:
σсм =140 МПа
Рис.1 Расчетная схема для шпоночного соединения
2.1 На быстроходном валу
Номинальный крутящий момент: Тб = 53.8 Нм
Диаметр вала в сечении шпонки: d = 25 мм
Выбираем шпонку b = 8 мм
h = 7 мм
Глубина паза ступицы t1 = 4 мм
Глубина паза вала t2 = 3.3 мм
Глубина врезания при d ≤ 40 мм: k = 0.43h = 3.01 мм
Рабочая длина шпонки lраб = 2T*103/d*k* σсм = 10,2 мм
По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:
lраб = 12 мм
Полная длина шпонки l = lраб + b = 20 мм
2.2 На промежуточном валу
Номинальный крутящий момент: Тб = 409.89 Нм
Диаметр вала в сечении шпонки: d = 45 мм
Выбираем шпонку b = 12 мм
h = 8 мм
Глубина паза ступицы t1 = 5 мм
Глубина паза вала t2 = 3,3 мм
Глубина врезания при d ≥ 40 мм: k = 0.47h = 3.76 мм
Рабочая длина шпонки lраб = 2T*103/d*k* σсм = 34,6 мм
По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:
lраб = 36 мм
Полная длина шпонки l = lраб + b = 48 мм
2.3 На выходном валу
Номинальный крутящий момент: Тб = 1553,1 Нм
Диаметр вала в сечении шпонки: d = 70 мм
Выбираем шпонку b = 20 мм
h = 12 мм
Глубина паза ступицы t1 = 7,5 мм
Глубина паза вала t2 = 4,9 мм
Глубина врезания при d ≥ 40 мм: k = 0.47h = 5,64 мм
Рабочая длина шпонки lраб = 2T*103/d*k* σсм = 56,4 мм
По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:
lраб = 63 мм
Полная длина шпонки l = lраб + b = 75 мм
Номинальный крутящий момент: Тб = 1553,1 Нм
Диаметр вала в сечении шпонки: d = 60 мм
Выбираем шпонку b = 16 мм
h = 10 мм
Глубина паза ступицы t1 = 6 мм
Глубина паза вала t2 = 4,3 мм
Глубина врезания при d ≥ 40 мм: k = 0.47h = 4,7 мм
Рабочая длина шпонки lраб = 2T*103/d*k* σсм = 53.6 мм
По ряду ([1]из табл. 24.29) принимается длина шпонки:
lраб = 56 мм
Полная длина шпонки l = lраб + b = 62 мм
3 Конструирование редуктора
3.1 Предварительный расчет валов
3.1.1 Быстроходный вал
