Проектирование привода конвейера

МИНИСТЕРСТВО  ОБРАЗОВАНИЯ И  НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

Федеральное государственное  бюджетное образовательное  учреждение

высшего профессионального  образования

Тюменский государственный  нефтегазовый университет

филиал  в г. Нижневартовске 
 
 
 
 

Расчётно-пояснительная записка

к курсовой работе

« Детали машин и основы конструирования  »

Тема: "Проектирование привода конвейера"

Выполнил: студент НРзс-09-(3)                                                 Салехов В.К.

Проверил : ст. пр.                                                                         Устьянцев В.В. 
 
 
 
 

Нижневартовск 2011 
 
 

Введение

         Червячной передачей называется механизм, служащий для преобразования вращательного движения между валами со скрещивающимися осями. Обычно червячная передача состоит из червяка  1 и сопряженного с ним червячного  колеса  2. Угол скрещивания осей обычно равен 90°; неортогональные передачи встречаются редко. Червячные передачи относятся к передачам с зацеплением, в которых движение осуществляется по принципу винтовой пары. Поэтому червячные передачи относят к категории зубчато-винтовых.

  Обычно  ведущее звено червячной передачи — червяк, но существуют механизмы, в которых ведущим звеном является червячное колесо.

  Достоинства червячных передач: компактность конструкции  и возможность получения больших  передаточных чисел в одноступенчатой  передаче (до U = 300 и более); высокая кинематическая точность и повышенная плавность работы; малая интенсивность шума и виброактивности; возможность обеспечения самоторможения.

  Недостатки  червячных передач: значительное геометрическое скольжение в зацеплении и связанные  с этим трение, повышенный износ, склонность к заеданию, нагрев передачи и сравнительно низкий КПД (от η = 0,5 до 0,95); необходимость применения для ответственных передач дорогостоящих и дефицитных антифрикционных цветных металлов. Указанные недостатки ограничивают мощность червячных передач (обычно до 60 кВт).

  Червячные передачи находят широкое применение, например, в металлорежущих станках, подъемно-транспортном оборудовании, транспортных машинах, а также в  приборостроении. 
 
 
 

Проектирование  привода цепного конвейера 
 

Схема варианта конструкции 
 
 

Исходные данные для расчёта и проектирования : 

- мощность на  ведомом валу редуктора  Рз =9 кВт;

- угловая скорость  вращения ведомого вала ώз = 1.8π рад/с 

- срок службы 5 лет при постоянной рабочей  нагрузке. 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.Выбор электродвигателя и кинематический расчёт привода. 

Расчёт требуемой  мощности электродвигателя, кВт 

По таблице 1.1 примем: 

- КПД  учитывающий потери пары подшипников качения ŋ1=0,99;

- КПД  цепной  передачи ŋ2=0,90;

- КПД  червячной  передачи ŋ3=0,7 

Общий КПД привода : 

ŋ =0,99³ · 0,90 · 0,7=0.611 
 

Требуемая мощность электродвигателя: 

     Рз     9

Ртр = ─ =     ─     =14.7 кВт;

     ŋ 0,611 
 

Принимаем электродвигатель серии 4АН-180-S8 со следующими

характеристиками: 

Рдв = 15 кВт ;   n = 750 об/мин. 
 
 

Частота вращения звёздочки цепного конвейера : 

     30·ώз 30·1,8·π

nз =    —   =      —          = 54

       π 3,14 

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска  транспортёра    с полной нагрузкой.

Поэтому выбираем двигатель с повышенным пусковым моментом. 
 
 
 
 
 

                                                                    nдв 750 

Передаточное  отношение привода  u =   —  =    —   = 13,9

              nз  54 
 

Намечаем ориентируясь на таблицу 1.2 частные передаточные числа 

редуктора uред =9.6 ;  цепной передачи  u1= 2. 

Частоты вращения и угловые скорости валов: 

n1 = nдв =750 об/мин 

     n1 750

n2 =   —   =    —   = 78,1 об/мин

     uред 9,6 

     n2 78,1

nз =   — =   —   =  39,1 об/мин

     u1   2 
 

ώ1 = ώдв = π · n1 : 30 = 3,14 · 750 : 30 = 78,5 рад/С 

ώ2 = ώ1 : uред = 78,5 : 9,6 = 8,18 рад/c 

ώ3 = ώ2 : u1 = 8,18 : 2 = 4,1 рад/с 
 

Расчёт крутящих моментов 

     Р1 Ртр 15·10³

Т1 =  — =  —   =      —    = 191 Нм = 191·10³ Нмм

     ώ1 ώ1 78,5 
 

Т2 = Т1 · uред  = 191 · 10³ · 9,6 = 1834 ·10³ Нмм 
 

Т3 = Т2 · u1 = 1834 · 10³ · 2 = 3668 · 10³ Нмм 
 
 
 
 

2.Предварительный  расчёт валов 

Расчёт выполняем  на кручение по пониженным допускаемым  напряжениям.

Крутящие моменты  в поперечных сечениях валов: 

- ведущего Т1 = 191·10³ Нмм

- ведомого Т2 = 1834 ·10³ Нмм 

      ³ 

Расчётная формула : d = √Т/0,2·[τ] , [τ]к = (25) Н/мм²  

Ведущий вал :  

      ³

диаметр вала             d в1=  √ 191·10³/0,2 · 25 = 33,68 ≈ 35 мм 
 

диаметр вала под подшипник 

                                     dвп = 1,1· d в1 = 1,1 · 35 = 38,5 ≈ 40 мм 
 

Ведомый вал: 

        ³

диаметр вала            d в2 = √ 1834 ·10³/0,2 · 25 = 71,6 ≈ 75 мм 
 

диаметр вала под  червячным колесом : dкч = 85мм 
 
 
 
 
 
 
 
 

Выбор подшипников 
 

3.Расчёт  параметров цепной  передачи.

Приводная роликовая  цепь 

Вращающий момент на ведущей звёздочке 

Т3 = 3668 · 10³ Нмм 

Передаточное  число принимаем  uц = 2 

Число зубьев ведущей  звёздочки: 

Zз = 31- 2 · uц = 31 – 2 · 2 = 27 

Расчётный коэффициент  нагрузки  Кэ = 1,25 

Допустимое среднее  давление  = 29 Н/мм² 

Определяем шаг  однорядной цепи : 
 

t ≥ 2,8√ Т3 · Кэ / Zз · [p] = 2,8√3668 · 10³ · 1,25 / 27 · 29 = 50 мм 

принимаем по ГОСТ 13568 – 75  t = 50,8 мм 

Скорость цепи : 

υ = Zз · t · nз / 60 · 10³ = 27·50,8 · 39,1 / 60 · 10³ = 0,9 м/с 
 
 
 
 
 

Окружное усилие : 

Рц = N / υ = 15 · 10³ / 0,9 = 16667 Н

Усилие в цепи от провисания :

Рf =9,81 · Кf · q ·ац , где 

q = 3,8 кг/м ;      Кf  = 1,5;   ац = 50 · t = 50 · 50,8 = 2540 мм = 2,5 м  

Рf = 9,81 · 1,5 · 3,8 · 2,5 = 140 Н 

Уточняем по таблице 5.15 допускаемое давление : 

[P] = 22 · [1+0,01(Zз – 17)] = 22· [1+0,01(27 – 17)] = 24 Н/мм² 

Условие Р < [P] выполнено. 

От центробежных сил : 

  Рv = qv² = 3,8 · 1,8² = 12,3 H  

Расчётная нагрузка на валы : 

Rц = Рц + 2 Рf = 16667 + 2 · 140 = 16947 Н. 

Проверяем коэффициент  запаса прочности цепи на растяжение по формуле : 

n = 9,81 · Q / Рц + Рv – Рf = 9,81 · 22680 / 16667 + 12,3 – 140 = 13,5 ; 

 что > [n] = 8,3 (см табл 5.16) 

здесь Q = 22680 (из табл 5.12), разрывное усилие цепи, кгс. 

Основные размеры  ведущей звёздочки : 

            t         50,8

da =     ———     = ————     =  438 мм.

           180     180

     sin —      sin   —

      z      27 
 
 
 
 
 
 

         t    50,8

De =      —      + 0,6t =        —    + 0,6 · 50,8 =465 мм.

           180 180

     tg   — tg  —

      z 27 
 

Ступица звёздочки : 

dст = 1,6 · dв = 1,6 · 80 = 128 мм ; принимаем dст = 60 мм . 
 

Lст = (1,2 ÷ 1,6) · dв = (1,2 ÷ 1,6) · 80 = 80 ÷ 112 мм . 

Принимаем  Lст = 110 мм . 

Толщина диска  звёздочки : 

С = 0,93 · Ввн = 0,93 · 31,75 = 30 мм ;   

Ввн – расстояние между пластинами внутренного звена – 31,75 

Принимаем С = 30 мм. 

4.Расчёт  параметров червячной передачи ; 

Число витков червяка  Z1 принимаем в зависимости от передаточного

отношения (передаточного  числа) при u = 9,6

принимаем Z1 = 2. 

Z2 = u ·Z1 = 2 · 9,6 =19,2 
 

принимаем Z2 = 19 

  Червяк 

Выбираем материал червяка и венца червячного колеса . Принимаем

для червяка  сталь 45 с закалкой до твёрдости  не менее НRС 45 и

последующим шлифованием . Так как к редуктору не предъявляются

специальные требования , то в целях экономии принимаем для венца

червячного колеса бронзу Бр.АЖ 9 – 4л (отливка в землю).

Предварительно  примем скорость скольжения в зацеплении : 

υ =3 м/с ;

Тогда при длительной работе допускаемое контактное напряжение

[σ]H = 167 Н/мм² (табл 4.9) 

Допускаемое  напряжение изгиба для непрерывной  работы : 

[σo]F = KFL[σo]F 

В этой формуле  KFL = 0,543

При длительной работе , когда число циклов нагружения зуба 

NΣ > 25 · 10^7 ; [σ]F = 98 Н/мм² (по табл 4.8) 

[aо] F = 0,543 · 98 = 53,3 Н/мм³ 

Принимаем предварительный  коэффициент диаметра червяка 

q =10

Вращающий момент на валу червячного колеса 

М2 = 1834 · 10³ Н/мм 

Принимаем предварительный  коэффициент нагрузки  К =1,2 ,

Определяем межосевое  расстояние из условия контактной прочности 
 

              Z2 ³ 170 ² 19 ³ 170

аω  = ( — +1) ·√( — ) · Т2 · К = (— + 1 ) · √(   — )

          q Z2/ q [σ]F 10 19 / 10·155 
 

· —1,2 = 261.44 ММ 

      2· аω 2 · 261,44

Модуль  m =      —   =       —        = 17,4 мм

                        Z2 + q  19 +10 

Принимаем по ГОСТ  2144 – 76  (табл  4.3) стандартные значения

m = 18 мм  и q = 10 

Межосевое расстояние при стандартных значениях    m   и    q : 

     m(q + Z2)                     18·(10+19)

аω =  ————        =      —————       = 261 мм

          2                                2

Принимаем стандартное  значение   аω = 280 мм . 

Основные размеры  червяка :

делительный диаметр : 

d1 = qm =10 · 18 = 180 мм 

диаметр вершин  витков червяка :  

da1 = d1 + 2m = 180 + 2 · 18 = 216 мм 

диаметр впадин витков чрвяка : 

df1 = d1 – 2,4m = 180 – 2,4 · 18 =137 мм 

длина нарезанной части шлифованного червяка [см. фор (4.7)] 

в1 ≥ (11 + 0,06 · Z2) m + 25 = (11 + 0,06 · 19) · 18 + 25 = 242 мм

принимаем в1 = 242 мм 
 
 

делительный угол подъёма  γ  (по табл 4.4) 

     Z1 2

tg γ = — =  — = 0,2                   γ = 11,31 = 11˚81́

     q 10 
 

Основные размеры  венца червячного колеса :

      делительный диаметр червячного  колеса 

d2 = Z2 · m = 19 · 18 = 342 мм 

диаметр вершин зубьев червячного колеса : 

 da2 = d2 + 2m = 342 + 2  · 18 = 378 мм 

диаметр впадин  зубьев червячного колеса : 

df2 = d2 – 2,4m = 342 – 2,4 · 18 = 299 мм 

Наибольший диаметр червячного колеса :

      6m 6 · 18

daM2  ≤ da2 +  — = 378 +   —    =405 мм

      Z1+2 2 + 2 

Ширина венца  червячного колеса : 

b2  < 0,75 · da1 = 0,75 · 216 = 162 мм 

Окружная скорость червяка : 

        π d1 n2 3,14 ·180· 10³·78,1

υ1 =    —     =            —                   = 0,7 м/с

      60 60 

Скорость скольжения : 

     υ1    0,7

υs =  —    =    —           = 0,71 м/с ;  при этой скорости  [σ]H  ≈ 160 Н/мм²

        cos γ cos11˚81́ 
 
 
 
 

                         167 - 160