Расчет и проектирование привода ленточного транспорта

 
 
 

Министерство  образования и науки Российской Федерации

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение

Высшего профессионального  образования 

«Магнитогорский государственный  технический

Университет им .Г.И.Носова»

(ГОУ  ВПО «МГТУ») 

Кафедра машиностроительных технологий и металлургического  оборудования

(филиал  МГТУ в г.Белорецк) 
 
 
 

КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ 

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ  ЗАПИСКА 

по дисциплине МЕХАНИКА 

на тему: Расчет и проектирование привода ленточного транспорта. 

       Исполнитель:____________________студент______курса, группа_____

       Руководитель:_________________________________________________ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

      Работа допущена к защите «____»__________________20___г._____________

                                                                                                           (подпись)

           Работа защищена «____»________20___г. с оценкой ____________  _______

                                                                                              (оценка)          (подпись) 
 
 
 
 
 
 

Магнитогорск, 2010 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

Техническое задание

    Рассчитать  клиноременную передачу и одноступенчатый  горизонтальный цилиндрический косозубый  редуктор для привода к ленточному конвейеру по следующим данным:

    - тяговая сила на ленте Р=950 Н;

    - скорость ленты 

    - диаметр барабана D_бар=320 мм; 

    - срок службы привода пять лет, работа в три смены. 

 
 
 

     Рисунок 1- Кинематическая схема цепного конвейера:

     1- электродвигатель; 2-клиноременная передача; 3- одноступенчатый цилиндрический редуктор; 4- муфта; 5- приводной барабан; 6- лента конвейерная. 
 
 
 
 
 
 
 
 

 

Введение 

    Редуктором  называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный  в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя  к валу рабочей машины.

    Назначение  редуктора — понижение угловой  скорости и соответственно повышение  вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизмы  для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных  агрегатов, называют ускорителями или  мультипликаторами.

    Редуктор  состоит из корпуса (литого чугунного  или сварного стального), в котором  помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В  отдельных случаях в корпусе  редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора  может быть помещен шестеренный  масляный насос) или устройства для  охлаждения (например, змеевик с  охлаждающей водой в корпусе  червячного редуктора).

    Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные  или зубчато-червячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т.д.).

    Одноступенчатые цилиндрические редукторы.

    Из  редукторов рассматриваемого типа наиболее распространены горизонтальные. Как  горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют  литыми чугунными, реже — сварными стальными. При серийном производстве целесообразно применять литые  корпуса. Валы монтируют на подшипниках  качения или скольжения. Последние  обычно применяют в тяжелых редукторах. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов  обусловлен удобством общей компоновки привода (относительным расположением  двигателя и рабочего вала приводимой в движение машины и т. д.). 
 
 
 
 

 

1. Выбор электродвигателя и  кинематический расчёт

 

    Общий КПД привода:

            ([1], с.5)

    По  таблице 1.1 [1] примем: КПД пары цилиндрических зубчатых колес ; коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, ; КПД клиноременной передачи  ; коэффициент, учитывающий потери в опорах приводного барабана,

    

    Мощность  на валу барабана:

           ,  ([1], с.7)

    где    – полезная сила на ленте конвейера, ;  

              - скорость ленты, (по заданию).

    

.

    

 
 

    Рисунок 2- Кинематическая схема привода:

    А-вал  электродвигателя;

    В- первый вал редуктора;

    С- второй вал редуктора и вал барабана.

    Требуемая мощность электродвигателя:

           _, ([1], с.7)

    где - мощность на валу барабана;

            - общий КПД привода. 
 
 
 

    

 

    Угловая скорость барабана:

    

                                                                    ,                                           ([1],с.7)                  

    где - скорость ленты, (по заданию);

          –диаметр барабана,

    

       Частота вращения барабана:

           , ([1], с.7)

    где - угловая скорость барабана, ;

    

. 

    По  табл. П.1 ([1],с.390) по требуемой мощности Р_тр =1,9 кВт, с учетом возможности привода состоящего из цилиндрического редуктора и ременной передачи определяем частные передаточные отношения для цилиндрического редуктора (i_р=3÷6 и для ременной передачи i_р=2÷4, i_общ.=6÷24), выбирается электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1000 4А100 L6 УЗ, с параметрами Р_дв = 2,2 кВт и скольжением S = 5,1% (ГОСТ 19523 — 81).

      Номинальная частота вращения:

    n_дв = 1000 — 51 = 949

.

    Угловая скорость вращения двигателя:

           , ([1], с.7) 

    

. 
 
 
 

       Передаточное  отношение:

           , ([1], с.8)

    

.

    

    Что  можно  признать   приемлемым,   так   как   оно   находится между 6 и 24 (большее значение принимать не рекомендуют).

    Частные передаточные числа (они равны передаточным отношениям) можно принять для редуктора  ([1],с.36) и = 5,  для клиноременной передачи   .

    Угловая скорость и частота вращения ведущего вала редуктора:

                                           ,                                                   ([1],с.7)

    

     ,                                                     ([1],с.7)

    

. 

    Таблица 1 - Частоты вращения и угловые  скорости валов:

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

2. Расчет  клиноременной передачи

 

    Исходные  данные для расчета: передаваемая мощность Р_тр = 1,9 кВт; частота вращения ведущего (меньшего) шкива n_дв = 949 ; передаточное отношение            i_р = 1,77; скольжение ремня * = 0,015. По номограмме на рис. 7.3 ([1], с.134) в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n₁ (в нашем случае                         n₁ = n_дв = 949 ) и передаваемой мощности Р = Р_тр = 1,9 кВт принимается сечение клинового ремня А.

    Вращающий момент:

                                                          ,                                                 ([1],с.120)

    

    Диаметр меньшего шкива:

    

     _,                                        ([1],с.120)

    

    Конструктивно принимается d₁ = 90мм.

    Диаметр большого шкива:

            , ([1],с.120)

    

    Принимается d₂ = 160 мм. 

    Уточняется  передаточное отношение:

            , ([1],с.121)

    

    При этом угловая скорость вала В будет:

           _, ([1],с.121)

    

. 
 
 

    Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчету, что менее допускаемого на ± 3 %.

    Следовательно, окончательно принимаются диаметры шкивов d₁ = 90 мм и         d₂ = 160мм.

    Межосевое расстояние а_р следует принять в интервале:

           _, ([1],с.130)

    

           _, ([1],с.130)

    

      Где Т₀=8 мм. Принимается предварительно близкое значение а_р = 250 мм.

    Расчетная длина ремня по формуле:

            , ([1],с.121)

    

    Ближайшее значение по стандарту ([1], с. 131) L = 900 мм.

    

    Уточненное  значение межосевого расстояния а_р с учетом стандартной длины ремня L:                              

      ,                            ([1],с.130)

    где                                            

    

;

    

    

 ;

    а_р = 0,25∙ [(900-392) + ] = 251 мм.

      При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на  0,01∙L= 0,01∙ 900 = 9 мм для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025∙L= 0,025∙900= 22,5 мм для увеличения натяжения ремней.  
 
 
 
 
 
 
 

    Угол  обхвата меньшего шкива:

     _,                                     ([1],с.130)

    

.

    Коэффициент режима работы, учитывающий условия  эксплуатации передачи   ([1], с. 136): для привода к ленточному конвейеру при односменной работе С_р = 1,4.

    Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня: для ремня сечения А при длине L = 900 мм коэффициент C_L = 0,87.

           Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата ([1], с. 135):  при α₁ = 164° коэффициент С_α =0,95.

    Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче: предполагая, что число ремней в  передаче будет от 2 до 3, принимается коэффициент C_z = 0,95.

    Число ремней в передаче:

       _,                                                ([1],с.135)

    Где Р₀-мощность, передаваемая одним клиновым ремнем, для ремня сечения А при длине L=1700, работе на шкиве d₁=90 мм и мощность Р₀=1,4 кВт (то, что в нашем случае ремень имеет другую длину L=900 мм, учитывается коэффициент С_L).

                                                

    

    Принимается  z = 3.

    

    Натяжение ветви клинового ремня по формуле:

       _,                                       ([1],с.136)

    где скорость

    * - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил, для ремня сечения А коэффициент, _.

    Тогда

    

 
 
 
 
 

    Давление  на валы:

                                       ,                                           ([1],с.136)

    

      Ширина шкивов В_ш:

                                                 ,                                         ([1],с.145)

    

. 
 
 

    3. Расчет зубчатых колес редуктора 
 

    Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираются материалы со средними механическими характеристиками по табл. 3.3 ([1],с.34): для шестерни сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость НВ 230; для колеса — сталь 45, термическая обработка — улучшение, твердость — НВ 200.

    Допускаемые контактное напряжение для косозубых  колес из указанных материалов МПа.

    Примем  такой же, как и ранее коэффициент ширины венца *_ba=0,4.

    Коэффициент К_Нβ, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца, примем по табл.3.1. Несмотря  на симметричное расположение колес относительно опор (рис.12.13), примем значение этого коэффициента, как в случае несимметричного расположения колес, так как со стороны клиноременной передачи действует сила давления на ведущий вал, вызывающая его деформацию и ухудшающая контакт зубьев:  К_Нβ= 1,25.

    Мощность  на валу барабана (он же ведомый вал  редуктора) Р_б=Р₂=1,71 кВт. Найдем вращающий момент на этом валу:

    

     _,                                                     ([1],с.29)

    

Н∙м. 
 
 
 
 
 

    Межосевое расстояние из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев по формуле:

     ,                                        ([1],с.32)

    где – передаточное число, _;

           – крутящий момент в поперечном сечении ведущего вала,

          – коэффициент нагрузки, ;

           – допускаемое контактное напряжение,  ;

           – коэффициент ширины венца быстроходной ступени, .

    

мм

    Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2125-66, а_*=125 мм.

    Нормальный  модуль:

     _,                                          ([1],с.32)

      

мм

    принимаем по  ГОСТ 9563-60 =2 мм.

    Принимается предварительно угол наклона зубьев β = 10° и определяется числа зубьев шестерни:

     ,                                             ( [1] , с.37)

    где  - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

           - угол наклона зубьев, ;

           – передаточное число, ;

           

      принимаем  . Тогда .

    Уточняем  значение угла наклона зубьев:

    

                                              ,                                       ([1],с.37)

    где z₁ - число зубьев шестерни, z₁ = 20; 

          z₂ - число зубьев колеса, z₂ = 100;

         m_n-нормальный модуль, m_n = 2 мм;

         
 
 
 

    

    угол  _. 

    Основные размеры шестерни и колеса  

     - Диаметры делительные:

     ,                                     ([1] , с. 37)

    где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени , ;

           - число зубьев шестерни, ;

          - угол наклона зубьев , ;

    

  _.

      колеса:

     ,                                               ([1] , с. 37)

    где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

           - число зубьев колеса, ;

          - угол наклона зубьев, _;

    

  _.

    Проверка:

    

    

 

    Диаметры  вершин зубьев шестерни:

     ,                                     ([1] , с. 45)

    где -  нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

           - делительный диаметр, ;

    

      

          
 
 

      колеса:

       ,                                   ([1] , с. 45)                                    

    где - нормальный модуль зацепления быстроходной ступени, ;

           - делительный диаметр, _;

    

 

    ширина  колеса:

     ,                                           ([1] , с. 33)                                              

     где  - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

           - коэффициент ширины венцов по межосевому расстоянию быстроходной        ступени , ;

    

 

           ширина шестерни:

     ,                                          ([1] , с. 33)

     где  - ширина колес , ;

    

  _.

    Проверка  контактных напряжений

    Определяется  коэффициент ширины шестерни по диаметру:

     ,                                       ([1] , с. 33)

    где - ширина шестерни, ;

           - делительный диаметр шестерни, ;

    

      Окружная скорость колёс:

     ,                                     ([1] , с. 33)

    где - угловая скорость ведомого вала, ;

          - делительный диаметр шестерни, ;

    

  _.

    При данной скорости для косозубых колёс  следует принять 8-ю степень    точности. 

    

    

    

      

    Для проверки контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки: 

     _,                                          ([1] , с. 49) 

    где – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по длине зуба;

    при  , несимметричном расположении колёс и твердости НВ < 350,      (по табл. 3,5 [1] , с. 39)

     – коэффициент,   учитывающий   распределение   нагрузки между  косыми   зубьями,  (по табл. 3,4 [1] , с. 39);

     –  коэффициент,  учитывающий  динамическую нагрузку в зацеплении; для  косозубых колес при , (по табл. 3,6 [1] , с. 40);

    

       Контактное напряжение проверяется  по формуле:

     ,                             ([1], с. 48)

      где  – коэффициент нагрузки, ;

            - вращающий момент на колесе, ;

            - ширина колеса, ;

            - межосевое расстояние быстроходной ступени, ;

             – передаточное число, ; 

    

    Что менее  =410 .