Привод ленточного транспортера
МГТУ имени Н.Э. Баумана
Кафедра РК3
«Основы конструирования машин»
ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО ТРАНСПОРТЕРА
Пояснительная записка
ДМ 05-07.00.00.ПЗ
Студент Пономарев П.А.
Группа РТ 3-61
Руководитель проекта Гончаров С.Ю.
Москва 2012 г.
Содержание
Введение
1.Кинематическая схема привода ленточного конвейера
2.Энергетический и кинематический расчет привода
2.1. Подбор электродвигателя привода
2.2 Рациональная разбивка передаточных чисел
2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода
2.4 Мощности на валах
2.5 Вращающий момент
3. Расчет ЭВМ
4.Анализ результатов расчёта на ЭВМ
5. Эскизное проектирование
5.1. Предварительный расчет валов
5.2. Расстояния между деталями передачи.
5.3. Шпоночные соединения
5.4.Подшипники
6 Расчет валов на прочность
6.1 Расчет тихоходного вала
6.2 Расчет быстроходного вала
6.3 Расчет приводного вала
6.4 Расчет промежуточного вала
7 Подбор муфты
8.Список литературы
Введение
Ленточный транспортёр предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировки штучных грузов.
Передача вращения транспортеру осуществляется посредствам цилиндрического двухступенчатого редуктора и асинхронного электродвигателя. Передача вращения от двигателя к редуктору осуществляется через компенсирующую кулачково-дисковую муфту. Соединение приводного и тихоходного валов осуществляется посредством упруго-предохранительной муфты. Приводная станция смонтирована на сварной раме транспортёра.
Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380В. Расчетный ресурс 14000 часов при надежности подшипников качения 90%, зубчатых передач 98%. Изготовление средне серийное - 500 штук в год.
Задание:
Курсовой проект состоит из расчетно-пояснительной записки и графической части. Графическая часть включает в себя сборочный чертеж привода на формате A1, спецификацию к этому чертежу и рабочие чертежи деталей на формате A3 в количестве двух штук. Расчетно-пояснительная записка изложена на 26 страницах печатного текста, включает одну таблицу, 13 рисунков и перечень литературы из пяти источников.
В записке приведены следующие расчеты:
1. Кинематический расчет.
Выбрали асинхронный электродвигатель серии АИР 132S6. Определили параметры на валах привода: угловые скорости, расчетные мощности, вращающие моменты.
2. Расчет и конструирование клино
3. Расчет закрытой конической прямозубой передачи. Выбрали материал шестерни и колеса: марка стали 45. Определили допускаемые и контактные напряжения шестерни и колеса.
4. Расчет валов. Выполнили
5. Подбор подшипников.
Выбрали радиально шариковый подшипник
6. Расчет шпонок.
Подобрали и проверили призматическую шпонку с двумя скругленными торцами на прочность.
7. Подбор муфт.
Выбрали муфту, компенсирующую кулачково-дисковую 400-28-3 УЗ ГОСТ 20720-93
8. Подбор редуктора.
Выбрали редуктор Цилиндрический двухступенчатый соосный, тихоходная ступень внутреннего зацепления
1.Кинематическая схема привода ленточного конвейера
1. Электродвигатель
2. Муфта (упругая)
3. Редуктор
4. Муфта
5. Барабан
2. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТЫ ПРИВОДА
2.1. Подбор электродвигателя привода
2.1.1. Потребляемая мощность на рабочем валу
Pрв=Ft*V
Pрв=6*0.8=4.8 кВт
2.1.2 Определяем КПД привода
η общ = П ηi
η общ = η ок * η2муфт * η2ред
η общ = 0.99 * (0.985)2 * (0.97)2 = 0.903756
2.1.3 Потребляемая мощность привода(т.е. мощность на выходе)
P’пр = Ррв / η пр
P’пр = 4.8 / 0.903756 = 5.311 кВт
Принимаем Рэл = 5,5 кВт
2.2 Рациональная разбивка передаточных чисел
2.2.1 Частота вращения рабочего вала
n прив.в. =(0.8*6*104)/(3.14*400) = 38.2
2.2.2 Определяем передаточное число привода
По таблице 24.8 литературы [4] подбираем электродвигатель : АИР 112М4
;
(ближайшая табличная частота 1432)
Электродвигатель серии АИР 112М4 n=1432 мин-1
2.2.3 Уточнение передаточного числа
Для цилиндрического двухступенчатого соосного редуктора
Рисунок 1 Эскиз асинхронного электродвигателя серии 112М4
2.3 Определение частот вращения и угловых скоростей на валах привода
2.3.1 Определение частот на валах привода
Частота вращения вала колеса на тихоходной ступени редуктора:
n2T = nприв.в.=38,2
Частота вращения вала шестерни тихоходной ступени (вала колеса быстроходной ступени двухступенчатого редуктора):
n1T(n2Б)=n2T*uТ=38,2*5,51=210,
Частота вращения вала шестерни быстроходной ступени
n1Б=n2Б*uБ=1432
2.3.2 Определение угловых скоростей на валах привода
2Т =3,14*38,2/30=4с-1
1Т(2Б) =3,14*210,82/30=22,076с
1Б =3,14*1432/30=149.95с-1
2.4 Мощности на валах
P1Б=Pэл.дв* ηмуфт *η ок.=5.5*0.985*0.97=5,255кВт
P2Б(1Т)=P1Б* ηред =5,255*0,99=5,20кВт
P2Т=P1Т*ηред=5,2*0,99=5.15кВт
2.5 Вращающий момент
T1Б=34,4H х м
T2Б(1Т)=5,2*103/22,07=235,6 H х м
Т2Т=1230,6 H х м
Таблица 1
|
|
|
|
1432 210.5 38.2 |
149.95 22.07 4 |
5,255 5,20 5,15 |
34.4 235.6 1230.6 |
Uред=36,875
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАТОЧНЫЕ
Зубчатые цилиндрические
Соосная схема внутренние
зацепление тихоход.прямозубая
══════════════════════════
ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ══════════════════════════════
Вращающий момент на
Частота вращения тихоходного вала, об/мин . . 38.2
Ресурс, час . . . . . . . . . . . . . . 14000.
Режим нагружения . . . . . . . . . . . . . . 3.
Передаточное отношение
Коэффициент ширины венца . . . . . . . . . . .315
Степень точности . . . . . . . . . . . . . . 8.
Коэффициент запаса по
Твердость поверхности зубьев Шестерни, HRCэ . .0 ВАРЬИРУЕТСЯ
Минимальное допустимое число зубьев Шестерни . 12.
Отношение передаточных чисел ступеней . . . . .00 ВАРЬИРУЕТСЯ
Угол наклона зубьев, град . . . . . . . . . . .000
ПРОГРАММА N 52 ИМЯ ФАЙЛА ДАННЫХ:rt3616
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАТОЧНЫЕ
Зубчатые цилиндрические
Соосная схема внутренние
зацепление тихоход.прямозубая
ПАРАМЕТРЫ ДЛЯ ВЫБОРА ВАРИАНТА
═╤═══════════╤═════╤═════╤════
В│ Твердости,│Коэф.│Отнош│
а│ HRCэ │ширин│перед│вое рас│впадин │ Колес, мм │ кг
р├─────┬─────┤венца│чисел│
│Шест.│Колес│ │ступе│ мм │ни, мм │Т-ступень│Б-ступень│механ. │колес
─┴─────┴─────┴─────┴─────┴────
1 28.5 24.8 .315 .70 210.00 62.48 482.80 356.27 173. 73.0
2 28.5 24.8 .315 1.00 190.00 47.31 452.00 331.44 150. 58.0
3 28.5 24.8 .315 1.30 170.00 38.38 415.30 300.37 132. 47.3
4 49.0 28.5 .315 .70 180.00 52.47 411.10 306.28 129. 46.1
5 49.0 28.5 .315 1.00 160.00 39.84 380.00 279.16 111. 34.6
6 49.0 28.5 .315 1.30 150.00 33.78 363.00 265.22 103. 29.9
7 59.0 59.0 .315 .70 220.00 63.38 501.20 374.87 188. 82.8
8 59.0 59.0 .315 1.00 140.00 36.73 327.95 242.02 90. 22.9
9 59.0 59.0 .315 1.30 125.00 27.19 304.80 221.81 80. 17.9
МЕХАНИЗМЫ ПЕРЕДАТОЧНЫЕ
Зубчатые цилиндрические двухступенчатые
Соосная схема внут.
═══════════════════════════
РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА═══════════════════════
Характеристика механизма
Передаточное отношение механизма . . . . . . . . . . . . . 37.47
Вращающий момент на Быстроходном валу, Н.м . . . . . . . . 34.4
Тихоходном валу, Н.м . . . . . . . . 1230.6
Частота вращения
Тихоходного вала, об/мин . . . . . . . . 38.2
Масса Механизма, кг . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 102.9
Колес, кг . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 29.87
Степень точности . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8.
─────────────────────────────
Ступень │ Тихоходная │Быстроходная
─────────────────────────────
Передаточное число . . . . . . . . . . 5.474 6.737
Коэффициент ширины венца . . . . . . . . . . .315 .200
Межосевое расстояние, мм . . . . . . . . . . 150.000 150.000
Угол зацепления, град . . . . . . . . . . 21.273 20.375
Угол наклона зубьев, град . . . . . . . . . . .000 11.478
Модуль зацепления (нормальный), мм . . . . . 3.500 2.000
Силы в зацеплении, Н:
Окружная (суммарная для шеврона) . . . . 6705.2 1756.4
Радиальная (суммарная для шеврона) . . . . 2610.6 652.3
Осевая
Вращающий момент на Шестерне, Н.м . . . . 229.4 34.4
Контактные напряжения, МПа:
при номинальной нагрузке:
расчетные . . . . . . . . . . . . . 611.1 566.2
допускаемые . . . . . . . . . . . . . 623.5 594.6
при максимальной нагрузке:
расчетные . . . . . . . . . . . . . 906.5 839.8
допускаемые . . . . . . . . . . . . . 1960.0 1960.0
─────────────────────────────
Ступень
─────────────────────────────
Параметры зубчатого Колеса │ Шестерня│ Колесо │ Шестерня│ Колесо
─────────────────────────────
Число зубьев . . . . . . . . 19. 104. 19. 128.
Коэффициент смещения исходного контура .500 .868 .000 .000
Диаметры, мм:
Делительный . . . . . . . . 66.500 364.000 38.776 261.224
Начальный . . . . . . . . 67.059 367.059 38.776 261.224
Вершин . . . . . . . . 76.923 363.000 42.776 265.224
Впадин . . . . . . . . 61.250 378.335 33.776 256.224
Ширина зубчатого венца, мм
Твердость поверхности зубьев, HRCэ . . 49.0 28.5 49.0 28.5
Напряжения изгиба, МПа:
при номинальной нагрузке:
расчетные . . . . . . . . 177.9 200.9 158.4 154.0
допускаемые . . . . . . . . 226.0 233.7 234.9 217.2
при максимальной нагрузке:
расчетные . . . . . . . . 391.3 442.1 348.6 338.9
допускаемые . . . . . . . . 1339.0 980.9 1343.9 994.1
ПРОГРАММА N 52 ИМЯ ФАЙЛА ДАННЫХ:rt3616
**
4.Анализ результатов расчёта на ЭВМ
При конструировании должны быть выбраны оптимальные параметры изделия, наилучшим образом удовлетворяющие различным, часто противоречивым требованиям: наименьшим массе, габаритам, стоимости: наибольшему КПД; требуемой жесткости, надежности.
Расчет проводится в два этапа. На первом отыскивают возможные проектные решения и определяют основные показатели качества, необходимые для выбора рационального варианта: массу механизма, межосевое расстояние, материал венца колеса, коэффициент полезного действия. Анализируя результаты расчета, выбирают рациональный вариант. Для оценки результатов расчета строят графики, отражающие влияние распределения:
х – отношение передаточных чисел ступеней
- суммарное межосевое расстояние
- масса зубчатых колёс
- масса механизма (редуктора)
- разность диаметров зубчатых колес обеих ступеней
Диаметры вершин Колес, мм
Т-ступень |
Б-ступень |
T-Б |
|
|
482,8 |
356,27 |
126,53 |
64,265 |
452 |
331,44 |
120,56 |
61,28 |
415,3 |
300,37 |
114,93 |
58,465 |
411,1 |
306,28 |
104,82 |
53,41 |
380 |
279,16 |
100,84 |
51,42 |
363 |
265,22 |
97,78 |
49,89 |
501,2 |
374,87 |
126,33 |
64,165 |
327,95 |
242,02 |
85,93 |
43,965 |
304,8 |
221,81 |
82,99 |
42,495 |
-диаметр впадин зубьев
для 7-го варианта
Был выбран вариант №6, т.к. имеет лучшие показатели по межосевому расстоянию, диаметру быстроходной шестерни, массе колес и редуктора.
На втором этапе для выбранного варианта получают все расчетные параметры, требуемые для работы над чертежами, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников.
5. Эскизное проектирование
5.1. Предварительный расчет валов
Предварительный расчет валов ведется по значениям нагружающих валы моментам.
5.1.1. Определим диаметр быстроходного вала:
.
Принимаем .
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
– приблизительная высота буртика (заплечника),
– максимальный радиус фаски подшипника,
– размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
.
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
Принимаем .
5.1.2. Определим диаметр промежуточного вала:
Принимаем .
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
– приблизительная высота буртика,
– максимальный радиус фаски подшипника,
– размер фасок вала.
Определим диаметр:
. Принимаем
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
.
Так как стандартные подшипники имеют посадочный диаметр, кратный пяти, то принимаем .
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
Принимаем .
5.1.3.Определим диаметр тихоходного вала:
.
Принимаем .
Для найденного диаметра вала выбираем значения:
– приблизительная высота буртика,
– максимальный радиус фаски подшипника,
– размер фасок вала.
Определим диаметр посадочной поверхности подшипника:
Принимаем
Рассчитаем диаметр буртика для упора подшипника:
.
Принимаем .
5.2. Расстояния между деталями передачи.
Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние
поверхности стенок корпуса, между ними оставляют зазор:
мм, где L—расстояние между внешними поверхностями деталей передач, мм. В нашем случае L= 463.61мм, принимаем а=11 мм.
Найдём расстояние b0 между дном корпуса и поверхностью колёс:
b0³3×a=33 мм
5.2.1Соединение с натягом
Исходные данные:
Т=1230.6 Нм - вращающий момент на колесе;
d=55мм - диаметр соединения,
d2=75мм - диаметр ступицы колеса,
l=54мм - длинна сопряжения.
1) Среднее контактное давление:
где К=3- коэффициент запаса сцепления;
f- коэффициент сцепления, f=0,08 материал пары: сталь-сталь, сборка нагревом.
2) Деформация деталей:
, где С1,С2- коэффициенты жёсткости,
С1=0,7, С2=2,81
Е- модуль упругости, Е=2,1*105 МПа; -коэффициент Пуассона, =0,3
3) Поправка на обмятие микронеровностей:
,
где Ra1, Ra2- средние арифметические отклонения профиля поверхностей.
4) Минимальный натяг:
5) Максимальный натяг: ,
где - максимальная деформация;
6) Выбор посадки:
По значениям назначаю посадку:
7) Температура нагрева охватывающей детали:
Температура нагрева должны быть такой, чтобы не происходило структурных изменений в материале. Для стали [t]= 230…240 С. В нашем случае полученное значение удовлетворяет условию.
5.3. Шпоночные соединения
Шпоночные соединения представляют собой шпонку, входящую в продольные пазы вала и ступицы, вращающейся детали (шкива, звездочки, зубчатого или червячного колеса полумуфты). Она служит для передачи вращающего момента от вала к ступице, вращающейся детали или наоборот.
Достоинства: простота конструкции и низкая стоимость, легкость монтажа и демонтажа.
Недостаток: шпоночные пазы ослабляют вал и ступицу детали, насаживаемой на вал.
Шпоночные соединения бывают: ненапряженные и напряженные. Ненапряженные с помощью призматических и сегментных шпонок. Напряженные с помощью клиновых и тангенциальных шпонок. Выбираем призматические шпонки, так как они представляют собой стержни прямоугольного сечения.
5.3.1. Шпоночное соединение муфта - быстроходный вал:
Диаметр вала: d=24 мм; Передаваемый момент: T=34.4 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.
По ГОСТ 23360-78 определим размеры шпонки:
b=8мм; h=7мм; t1=4мм; t2=3,3 мм; r1(s1)=0.25…0.4 мм.
Соединение неподвижное, вал стальной, шкив стальной, поэтому [ ]см=150МПа.
Расчёт рабочей длины шпонки:
lраб ≥
lраб ≥
где d – диаметр вала, [ ]см – допускаемое напряжение смятия,
k – глубина врезания шпонки;
Длина шпонки:
l = lраб + b=9.6525 + 8 =17.6525мм, где b – ширина шпонки
Из стандартного ряда выберем длину: l=18мм.
В результате получим шпонку: Шпонка 8х7х18 ГОСТ 23360-78.
5.3.2. Шпоночное соединение промежуточный вал – быстроходное колесо:
Диаметр вала: d=47 мм; Передаваемый момент: T=235.6 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.
По ГОСТ 23360-78 определим размеры шпонки:
b=14 мм; h=9мм; t1=5,5мм; t2=3,8 мм; r1(s1)=0.25…0.4 мм.
Соединение неподвижное, вал стальной, колесо стальное, поэтому [ ]см=150МПа.
Расчёт рабочей длины шпонки:
lраб ≥
lраб≥ мм
Длина шпонки: l = lраб + b=22,765+14 = 36,765 мм
Из стандартного ряда выберем длину: l=40мм.
В результате получим шпонку следующих размеров:
Шпонка 14х9х40 ГОСТ 23360-78.
5.3.3. Шпоночное соединение тихоходное колесо – тихоходный вал:
Диаметр вала: d=55 мм; Передаваемый момент: T=1230.6 Нм. В соединении используем призматическую шпонку со скруглёнными торцами.
По ГОСТ 23360-78 определим размеры шпонки:
b=16 мм; h=10мм; t1=6мм; t2=4,3 мм; r1(s1)=0.25…0.4 мм.
Соединение неподвижное, вал стальной, ведомая полумуфта стальная, поэтому [ ]см=150МПа.
Расчёт рабочей длины шпонки:
lраб ≥
lраб≥ мм
Длина шпонки: l = lраб + b=78,03+16 = 94,03 мм
Из стандартного ряда выберем длину: l=100мм.
В результате получим шпонку следующих размеров:
Шпонка 16х10х100 ГОСТ 23360-78.
5.3.4. Шпоночное соединение тихоходный вал – ведомая полумуфта:
