Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Привод ленточного транспортера. 3

Трехгорный технологический институт

(филиал) ГОУ ВПО

«Московский инженерно-физический институт

(государственный университет)»

Кафедра ОИД

Московский Государственный инженерно-физический
институт (технический университет)
Отделение №5
Кафедра "Вычислительная техника"
Специальность "Вычислительные машины, комплексы, системы и сети"

Пояснительная записка к курсовому проекту по предмету

"Детали машин и основы конструирования"

на тему "Привод ленточного транспортера"

Задание:

Нормоконтроль

Аннотация

. Проектирование привода ленточного транспортера.:, ТМ, 2008, 30. Библиография литературы – 4 наименования.

2 листа формата А1.

В курсовом проекте произведен расчет привода для ленточного транспортера, который эксплуатируется в загрязненной среде.

Курсовой проект включает в себя выбор электродвигателя, выбор материала для зубчатых колес и шестерен, а так же расчет допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба, определения частот вращения и вращающих моментов на валах редуктора. Так же произведен проектный и проверочный расчет червячной зубчатой передачи, проектный расчет валов редуктора и выбор подшипников качения на расчетный ресурс привода.

В курсовом проекте произведено конструирование зубчатых колес, расчет шпоночных соединений, конструирование корпуса редуктора и крышек подшипников.

Затем сделан выбор смазочных материалов и систем смазывания редуктора, подбор и расчет муфт. Произведено описание порядка сборки редуктора и назначение посадок.

Cодержание

1 Назначение и краткое описание привода 5

2 Выбор электродвигателя 6

3 Расчет на прочность и определение параметров передачи 8

4 Определение сил в зацеплении 13

5 Проектный и проверочный расчет валов редуктора 14

5.1 Определение размеров ступеней валов 14

5.2 Расчетная схема червяка 14

5.3 Расчетная схема колеса 17

6 Подбор и расчет подшипников 19

6.1 Подбор и расчет подшипников червяка 19

6.2 Подбор и расчет подшипников вала колеса 20

7 Проверочный расчет валов 21

7.1 Проверочный расчет вала – червяка 21

7.2 Проверочный расчет тихоходного вала 23

8 Проверочный расчет шпоночных соединений 25

8.1 Проверочный расчет шпонки под колесом 25

8.2 Проверочный расчет шпонки под полумуфтой на тихоходном валу 26

9 Тепловой расчет червячного редуктора 26

10 Выбор посадок для сопряжения основных деталей редуктора 27

11 Определение размеров основных элементов редуктора 27

12 Подбор и проверочный расчет муфты 28

13 Выбор системы, назначения сорта и количества смазки и зацепления подшипников 28

Список литературы

Приложение

Графическая часть на 2 листах формата А1
Спецификация на 2 листах формата А4

1 Назначение и краткое описание привода

Транспортирующие машины предназначены для перемещения массового груза непрерывным потоком без остановок для загрузки и разгрузки. Под массовыми грузами следует понимать грузы, состоящие из большого числа частиц или кусков, перемещаемые в большом количестве.

Транспортные операции по перемещению одинаковых массовых грузов отличаются однотипностью, поэтому транспортирующие машины легко поддаются автоматизации. Промышленные предприятия, производящие однородные массовые грузы, доведены при помощи транспортирующих машин до высокой степени автоматизации.

Ленточные транспортеры относятся к группе транспортирующих машин с тяговым органом. Ленточный транспортер имеет тяговый орган, выполненный в виде бесконечной ленты, являющийся одновременно и несущим элементом транспортера, приводную станцию с натяжным хвостовым барабаном и натяжным устройствам, поддерживающих роликов на рабочей ветви ленты и на холостой ветви ленты, загрузочное устройство и разгрузочное устройство, отклоняющий барабан и устройство для очистки ленты. Все элементы транспортера смонтированы на металлической раме. Ленточные транспортеры являются наиболее распространенными транспортирующими машинами, применяемыми в самых различных областях народного хозяйства для перемещения разнообразных штучных и насыпных грузов.

Основной характеристикой транспортеров является их производительность. Производительность выражается в виде объема материала, переносимого транспортером в единицу времени. Диапазон производительности ленточных транспортеров чрезвычайно велик и максимальные значения производительности достигают 20000 т/час. Длина ленточных транспортеров (то есть расстояние между центрами приводного и хвостового барабанов) достигают 4,5 км.

В данной работе произведен проект привода для ленточного транспортера, который используется в цехе деревообработки для транспортировки полученной в ходе производства стружки.

2 Выбор электродвигателя

Двигатель является одним из основных элементов машинного агрегата. От типа двигателя, его мощности, частоты вращения и прочего зависят конструктивные и эксплуатационные характеристики рабочей машины и ее привода.

Определение номинальной мощности электродвигателя.

Определяем требуемую мощность транспортера:

, (2.1)

где Р – значение тяговой силы, Р = 2.8 кН;

V – линейная скорость движения ленты, V = 1,2 м/с

кВт.

Определение КПД всего привода:

, (2.2)

где - коэффициент полезного действия закрытой передачи, ;

- коэффициент полезного действия подшипников качения, .

Находим требуемую мощность двигателя:

(2.3)

кВт.

По таблице К9 (с. 384 [1]) выбираем двигатель серии 4А с номинальной мощностью кВт и применив для расчета 3 варианта типа двигателя.

Таблица 2.1 – Типы двигателей серии АИР

Вариант	Тип двигателя	Номинальная мощность, , кВт	Частота вращения, об/мин
1	4АМ100S4У3	4,0	2880
2	4АМ100L4У3	4,0	1430
3	4АМ112MB6У3	4,0	950

Определяем частоту вращения барабана:

, (2.4)

где V – линейная скорость движения ленты;

D – диаметр барабана, D = 400 мм.

об/мин.

Находим общее передаточное число для каждого варианта:

(2.5)

Анализируя полученные значения передаточных чисел приходим к выводу:

а) В первом варианте ( об/мин) получилось большое значение передаточного числа;

б) Из рассмотренных вариантов предпочтительнее третий: , об/мин, он устраивает нас габаритом, т.е. компактностью, а также он предпочтителен с экономической точки зрения. Передаточное число располагается в заданных пределах 14…30. Данный двигатель обеспечивает скорость вращения, которая совпадает с заданной:

, (2.6)

где

(2.7)

Из (2.7) находим скорость вращения:

(2.8)

Определяем максимально допустимое отклонение частоты вращения барабана:

(2.9)

обмин

(2.10)

об/мин.

Отсюда фактическое передаточное число привода

(2.11)

Таким образом выбираем двигатель 4АМ100L4У3 (N_ном. = 4 кВт; n_ном. = 1430 об/мин).

4АМ100L4У3

Структура обозначения двигателя:

4 – порядковый номер серии;

А – вид двигателя – асинхронный;

М – модернизированный;

100 – высота оси вращения ротора;

L – установочный размер по длине станины;

4 – число полюсов;

У3 – кинематическое исполнение и категория размещения.

Основные размеры двигателя, мм, приведены в таблице 2 (стр. 386 [1], табл. К10).

Таблица 2.2 – Основные размеры двигателя, мм


235	60	392	28	8	7	140	63	12	130	110	12	263	4	14	215	15	250	180

мм (2.12)

мм (2.13)

Рисунок 1 – Эскиз электродвигателя

3 Расчет на прочность и определение геометрических параметров передачи

Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения отдельных валов:

Входной (быстроходный) вал:

кВт; об/мин

, где (3.1)

Н·м.

Выходной (тихоходный) вал редуктора:

Передаточное отношение i = 30.

(3.2)

Оцениваем в первом приближении скорость скольжения:

(3.3)

м/с

При 1 V_S 6 м/с рекомендуется использовать материал колеса БРАЖ-4, у которого МПа, МПа.

Для червяка выбираем сталь 40Х, азотированную, с твердостью поверхности 50…59 HRC, червяк со шлифованными и полированными поверхностями.

Определяем допускаемые контактные напряжения.

При шлифовальном и полировальном червяке .

[МПа] (3.4)

МПа.

Определяем допускаемые напряжения изгиба:

(3.5)

где наработка циклов.

МПа.

Определяем допускаемые напряжения при кратковременной перегрузке:

(3.6)

МПа.

(3.7)

МПа.

Расчет закрытой червячной передачи

Проектный расчет

Определяем главный параметр – межосевое расстояние , мм:

, (3.8)

где q – коэффициент диаметра червяка;

z₂ – число зубьев колеса;

Е_пр – приведенный модель упругости.

Определяем число зубьев колеса и число заходов червяка z₁. z₁ зависит передаточного отношения редуктора. При i = 15…30 берется z₁ = 2.

Число зубьев червячного колеса находим по формуле:

(3.9)

- удовлетворяет условию не подрезания зубьев.

Определяем коэффициент диаметра червяка:

(3.10)

. Выбираем максимально допустимый для механизмов общего машиностроения .

Определяем приведенный модуль упругости:

, (3.11)

где Е₁ – модуль упругости для стали: МПа;

Е₂ – модуль упругости для бронз БрАЖ9-4: МПа.

МПа.

Подставляя все полученные результаты в (3.9) получим:

мм.

Выбираем расстояние по ряду R_a40 (см. таблицу 13.15 [1]): =130 мм.

Определяем осевой модель зацепления:

(3.12)

мм.

Принимаем стандартное значение модуля m = 4 и находим необходимый коэффициент смещения для червячного колеса, чтобы вписаться в принятое межосевое расстояние:

(3.13)

мм.

Определяем начальные диаметры червяка и колеса:

, (3.14)

где d₁ – делительный диаметр червяка:

мм.

, (3.15)

мм

Основные размеры червяка

Делительный диаметр d₁ = 56 мм
Начальный диаметр находим по формуле:

(3.16)

= 60 мм

Диаметр вершин витков находим по формуле:

(3.17)

мм.

Диаметр впадин витков находим по формуле:

(3.18)

мм.

Делительный угол подъема витков γ находим по формуле:

(3.19)

Длину нарезаемой части червяка находим по формуле:

(3.20)

мм.

Для шлифовальных червяков и m < 10 рекомендуется выбирать как + 25 мм. Принимаем = 89м.

Основные размеры червячного колеса

Делительный диаметр d₂ = 204 мм
Диаметр вершин зубьев находим по формуле:

(3.21)

мм.

Наибольший диаметр зубьев определяем по формуле:

(3.22)

мм.

Диаметр по окружности впадин определяем по формуле:

(3.23)

мм.

Ширина венца b₂ определяется следующим образом:

(3.24)

мм. Принимаем мм.

Радиусы закругления зубьев R_a и R_f найдем по формуле:

(3.25)

(3.26)

мм.

Условный угол обхвата червяка венцом колеса 2δ:

(3.27)

Угол 2δ определяется точками пересечения дуги окружности диаметром мм с контуром венца колеса и может быть принят равным . Принимаем 2δ, тогда .

Проверочный расчет

Определяем коэффициент полезного действия червячной передачи:

, (3.28)

где φ – угол трения, определяют в зависимости от фактической скорости скольжения;

γ – делительный угол подъема линии витков червяка.

Фактическую скорость скольжения определяем по формуле:

, где м/c (3.29)

м/с.

Исходя из уточненной V_S принимаем (см. таблицу 4.9 [1]).

Подставляя значения γ и φ в (3.29) получаем уточненный К.П.Д.:

Ранее было принято η = 0.8. Отклонение 3.3% считаем допустимым и не производим уточняющего расчета на прочность, т.к. запасы прочности были достаточно большими.

Проверяем прочность по контактным напряжениям:

, (3.30)

где - окружная сила на колесе, Н;

k – коэффициент нагрузки. Принимается в зависимости от окружной скорости колеса, k = 1 при V₂ 3.

(3.31)

Н.

Тогда МПа. МПа.

Проверка показала, что прочность по контактным напряжениям сохраняется.

Проверяем прочность на изгиб:

, (3.32)

где - окружная сила на колесе, Н;

y_F – коэффициент формы зуба, определяемый в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса z_V (стр. 64 [1]). Принимаем y_F = 1.45.

Тогда МПа.

Прочность по напряжениям изгиба обеспечена.

Проверим статическую прочность при перегрузках:

(3.33)

МПа.

(3.34)

МПа.

Из проведенных расчетов делаем вывод, что прочность червячной передачи обеспечена.

4 Определение сил в зацеплении

а) На червяке:

Окружная сила определяется по формуле:

(4.1)

Н.

Радиальная сила находится по формуле:

(4.2)

Н.

Осевая сила Н.

б) На колесе:

- окружная сила Н;

- радиальная сила Н;

- осевая сила Н.

Консольные силы на муфте червяка находим по формуле:

(4.3)

Н.

Консольные силы на муфте колеса находим по формуле:

(4.4)

Н.

5 Проектный и проверочный расчет

5.1 Определение размеров ступеней валов

Таблица 5.1 – Размеры ступеней валов

Ступень и параметр

Вал – червяк

Вал колеса

1-я

, (5.1)

где d_дв. – диаметр выходного конца вала ротора двигателя

d₁ = 28 мм

, (5.7)

где [τ]_k – допустимое касательное напряжение, [τ]_k=20 Н/мм² (стр. 107 [1])

мм

2-я

, (5.2)

где l₁ – длина конца вала под полумуфту

l₁ = 30 мм

принимаем по (5.2)

=50 мм

, (5.3)

где t – высота буртика, t =2.2 для

мм

где t =2.5 для

3-я

, (5.4)

мм

принимаем = 82.5 мм

, (5.5)

где r – фаска подшипника, r = 2.5 .

Принимаем d₃ = 43.

где r = 3 при . Принимаем d₃ = 64.6 мм.

4-я

Определяем графически, мм

= (5.6)

=50 мм

= 55 мм

определяем графически

=28 мм

определяем графически

=23 мм