Расчет привода к ленточному транспорту

Армавирская государственная педагогическая академия

Факультет технологии и предпринимательства

Кафедра технологии и общетехнических дисциплин 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

КУРСОВАЯ  РАБОТА 

Расчет  привода к ленточному транспорту 

Вариант № 7 
 
 
 
 
 
 

Выполнил :

студент гр. ZТ-ТП-6-2

Кицианц А.Р.

Проверил :

Профессор Глухов В.С. 
 
 

Армавир 2011г

                         Содержание:

    Введение ………………………………………………………………...…...4

    1 Расчет привода ………………………………………………...………...7

    2 Предварительный расчет валов редуктора ………………………...15

    3 Компоновка редуктора ………………………………………………..16

    4 Проверка прочности шпоночного соединения …………………….18

    5 Уточненный расчет ведомого вала ………………………………….19

    6 Выбор сорта масла ……………………………………………………..21 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                           Введение

    Редукторами называются механизмы, состоящие из передач зацеплением с постоянным передаточным отношением, заключенные в отдельный корпус и предназначенные для понижения угловой скорости выходного вала по сравнению с входным. Уменьшение угловой скорости сопровождается увеличением вращающего момента на выходном валу. Подобные механизмы, но используемые для повышения угловой скорости, называются мультипликаторами.

    В случае необходимости регулирование  скорости  на выходном валу механизма его передаточное отношение можно сделать изменяющимся путем осевого сдвига и пересопряжения некоторых зубчатых колес. При этом отдельные передачи  и весь механизм могут работать как в режиме редуктора, так и в режиме мультипликатора. Такие конструкции называются коробками скоростей.

    Редукторы условно делят по различным признакам. По типу передачи редукторы могут быть зубчатые с простыми передачами (цилиндрическими, коническими, червячными). В свою очередь, каждая из передач может отличаться расположением зубьев и их профилем. Так, цилиндрические передачи могут быть выполнены с прямыми, косыми и шевронными зубьями; конические – с прямыми, косыми и круговыми зубьями, те и другие – с эвольвентным профилем и зацеплением Новикова. Червячные редукторы изготовляют с цилиндрическим и глобоидным червяком. Зубчатые планетарные и волновые редукторы относятся к числу многопоточных и многопарных передач. Их основное преимущество по сравнению с простыми – большие передаточные отношения на одну ступень, а также вращающий момент на единицу массы и компактность конструкции. Комбинированные редукторы – редукторы, сочетающие различные передачи: коническо – цилиндрические, зубчато – червячные, планетарно – волновые и т. п.

    В зависимости от числа  пар звеньев в  зацеплении (числа ступеней) редукторы общего назначения бывают одно -, двух – и трехступенчатыми.

    По  расположению осей валов в пространстве различают редукторы с параллельными, соосными, пересекающимися и перекрещивающимися осями входного и выходного валов. При этом могут быть различные варианты входа выступающих концов валов относительно корпуса редуктора.

    Из  всего разнообразия редукторов наибольшее распространение получили простые цилиндрические двухступенчатые редукторы. Их применяют в диапазоне передаточных отношений с номинальным значением . В одноступенчатых зубчатых редукторах передаточное отношение . Применение редукторов с большим значением и нерационально из – за увеличения габаритных размеров  по сравнению с двухступенчатыми при одинаковом передаваемом моменте. В трехступенчатых цилиндрических зубчатых редукторах передаточное отношение . Для понижения угловой скорости с большими значениями и используют волновые зубчатые редукторы ( на одну ступень) или многоступенчатые планетарные, а также комбинированные редукторы, у которых в зависимости от сочетания передач и числа ступеней значение и практически неограниченно.

    Редукторы с использованием конических передач  менее распространены, их применяют обычно для передач малых и средних мощностей между пересекающимися осями ведущего и ведомого валов. Угол пересечения, как правило, составляет 90º. Эта же задача, т. е. передача момента валами, расположенными под углом 90º , но с перекрещивающимися осями и с передаточным отношением на одну ступень, может быть реализована червячными передачами. Червячные редукторы отличаются плавностью и бесшумностью работы, но в то же время имеет относительно низкий КПД ( ) и высокую стоимость, обусловленную необходимостью применения дорогостоящих материалов и сложностью изготовления.

    Выбор типа редуктора в первую очередь  зависит от общей компоновки привода, для которого предназначен редуктор, и таких факторов, как передаточное отношение, взаимное расположение осей входного и выходного валов, ограничение по габаритам и массе, требований монтажа и эксплуатации. Кроме того, на выбор схемы и основных параметров редуктора существенно влияют передаваемая мощность, окружная скорость колес, режим эксплуатации, ограничения по используемым материалам, технология изготовления и другие требования.

    Перечисленные типы редукторов в подавляющем большинстве  выпускают серийно специализированные предприятия. Технологические характеристики редукторов общемашиностроительного применения, их габаритные, присоединительные размеры и конструктивные схемы регламентированы соответствующими ГОСТами. Такие редукторы выбирают по каталогам заводов – изготовителей.

    Для приводов индивидуального (особого) назначения и комбинированных редукторов конструкторско – технологическую документацию (проектирование) выполняют отдельно. 
 
 
 
 
 

            Привод к ленточному  транспортеру:

    I – ведущий вал редуктора;

    II – ведомый вал редуктора;

            1 – электродвигатель;

            2 – соединенная  муфта;

            3 – редуктор зубчатый;

            4 – цепная передача;

            5 – приводной  вал;

            6 – подшипник  качения;

            7 – лента транспортера;

            Z₁ – шестерня;

            Z₂ – колесо;

            Z₃ u Z₄ – звездочки цепной передачи. 
 
 

                      1 Расчет привода 

                Расчет  и выбор электродвигателя:

    Для привода необходимо выбрать электродвигатель требуемой мощности и частоты вращения вала.

       Требуемая мощность электродвигателя Р_{эл. дв. тр.}, Вт: 

                      Р_{эл. дв. тр.} = ;

    где: Р₃ – мощность на валу приводного барабана, Вт;

         η – общий коэффициент полезного действия привода; 

                  Р₃ = F_tл∙υ_л = 1604∙2,2 = 352,8; 

    Где, - окружное усилие на ленте;

         υ_л - скорость ленты. 

               η = η_м ∙ η_3n ∙ η_ц ∙ η_no³; 

    где η_м – коэффициент полезного действия соединенной муфты, η_м = 0,98;

         η_зn – коэффициент полезного действия закрытой зубчатой передачи с цилиндрическими колесами, η_зn = 0,975;

         η_ц – коэффициент полезного действия открытой цепной передачи, η_ц = 0,935;

         η_no – потери на трение в опорах каждого вала, η_no = 0,995. 

             η = 0,98 + 0,975 + 0,935 + 0,995³ = 0,88 

    Требуемая мощность электродвигателя равна Р_{эл. дв. тр.}, Вт: 

            Р_{эл. дв. тр.} = = = 4010 Вт 

    Требуемая частота вращения вала электродвигателя η_{эл. дв. тр}, об/мин: 

                      η_{эл. дв. тр.} = n₃ ∙ U_д ∙ U; 

    где n₃ – частота вращения вала приводного барабана, об/мин;

         U_ц – передаточное число цепной передачи, U_ц = 3,5;

         U – передаточное число редуктора, U = 2,0. 

                      n₃ = 60 ∙ υ_л / ПДб 

    где, υ_л – скорость линии, υ_л = 2,2 м/с;

         П = 3,14;

         Дб – диаметр приводного барабана, Дб = 0,4; 

             n₃ = = = 105 об/мин; 

    Требуемая частота вращения вала электродвигателя равна: 

               η_{эл. дв. тр} = 105 ∙ 3,5 ∙ 2,0 = 735 об/мин. 

    На  основании выполненных расчетов выбираем двигатель закрытый обдуваемый серии 4А, типоразмер 132S8

    П_{эл. дв.} = 720 об/мин – асинхронная частота с учетом скольжения. 

               Кинематический  расчет привода: 

      Мощность, передаваемая валами редуктора Р, кВт:

• на ведущем вале редуктора:

    Р₁ = Р_{эл. дв. тр.} ∙ η_м ∙ η_no = 4000 ∙ 0.98 ∙ 0.995 = 3900 Bт = 3,9 кВт; 

• на ведомом  вале редуктора:

    Р₂ = Р₁ ∙ η_3n ∙ η_no = 3.9 ∙ 0,975 ∙ 0,995 = 3780 Вт = 3,78 кВт; 

             Частота вращения валов редуктора  n, об/мин: 

• ведущего  вала редуктора:

            n₁ = n_{эл. дв.} = 720 об/мин; 

• ведомого  вала редуктора:

            n₂ = = 360 об/мин. 

               Угловые скорости валов  ω, с^-1 

• ведущего  вала редуктора:

               ω₁ = = = 75 с^-1; 

• ведомого  вала редуктора:

               ω₂ = = = 38 с^-1 

               Вращающие моменты валов  Т, Нм: 

                     Т =

    где, Р – мощность на валу, Вт;

         ω – угловая скорость вала, с^-1; 

• на ведущем  валу:

                Т₁ = = = 52 Нм; 

• на ведомом  валу:

                Т₂ = = = 99 Нм. 

       Выбор материала и термической  обработки зубчатых колес:

    Для проектируемого редуктора выбираем для колеса и шестерни Ст 45, с термообработкой - улучшение до твердости – для  колеса – НВ245, для шестерни – НВ270. 

            Расчет  допускаемого контактного  напряжения: 

                     [σ_н] = ; 

    где, σ_н^º - предел контактной выносливости при базовом числе циклов перемены напряжений: 

                 = 2НВ + 70 

• для шестерни = 2 ∙ 270 + 70 = 610 МПа;
• для колеса = 2 ∙ 245 + 70 = 560 МПа.

    К_HL – коэффициент долговечности, при длительной эксплуатации принимается К_HL = 1,0.

    [S_H ] – коэффициент безопасности, принимаем равный 1,1. 

            Допускаемое контактное напряжение: 

• _{для шестерни:}

                  [σ_H]₁ = = 530 МПа; 

• для колеса:

                  [σ_Н]₂ = = 485 МПа.

    Допускаемое контактное напряжение зацепления конической передачи: 

             Внешний делительный диаметр  колеса d_l2, м: 

             d_l2 = Kd ∙ ; 

    где, Kd = 99 – для конических колес;

         Т₂ = 99 ∙ 10³ Нмм;

         К_Нβ = 1,35 – для консольно установленной шестерни;

         U = 2,0 – передаточное число редуктора;

         [σ_H] = 485 МПа – допускаемое контактное напряжение;

         ψ_bR = 0,285 – коэффициент ширины венца. 

          d_l2 = 99 ∙ = 173,9 мм. 

    Из  стандартного ряда d_l2 = 180 мм. 

                     Число зубьев: 

    Примем  Z₁ = 25, тогда  

                   Z₂ = Z₁ ∙ U = 25 ∙ 2 = 50. 

                  Внешний делительный модульm_в: 

               m_e = ; 

    Уточненное  значение внешнего делительного диаметра колеса: 

               d_l2 = m_e ∙ Z₂ = 3,6 ∙ 50 = 180 мм; 

    ∆ d₂ = 0 %. 

                Углы  делительных конусов: 

             ctg δ₁ = 2,0;             δ₁ = 26º30’ 

             δ₂ = 90º - δ₁ = 90º - 26º30’ = 63º30’. 

               Внешнее конусное расстояние R_e, мм:

    R_e = мм ~ 102 мм.

                      Длина зуба b, мм: 

    b = ψ_bR · R_e = 0,285 · 102 = 28 мм. 

         Средний делительный диаметр  шестерни d_l, мм: 

    d₁ =2 ( R_e – 0,5b ) sin δ₁ = 2 ( 102 – 0,5 · 28 ) 0,4462 = 2 · 88 · 0,4462 =  

        = 78,53 мм.  

                Средний окружный модуль m: 

                m = . 

                Коэффициент ширины венца ψ_bd : 

                ψ_bd = . 

             Средняя окружная скорость колес  V, м/с: 

               V = м/с. 

    Для конических передач назначают обычно 7-ю степень точности. 

    Коэффициент нагрузки из таблиц № 4, 5 и 6: 

      1,04 · 1 · 1,05 = 1,092. 

    где, - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

          - коэффициент, учитывающий  неравномерность распределения  нагрузки по ширине венца;

          - коэффициент, учитывающий влияние  динамической нагрузки. 

             Проверка  контактного напряжения: 

    σ_Н =

    = МПа. 

            ∆ σ_Н = % = % = 19%.

    Т. к. запас прочности по контактным напряжениям выше допустимого    ( ∆ σ_Н = 15%), то уменьшаем ширину венца колеса до 24 мм, тогда

                  σ_Н = 439 МПа, следовательно 

                  ∆ σ_Н = % = 10,4%. 

                  σ_Н = 439 МПа <[ σ_Н ] = 485 МПа. 

                  ∆ σ_Н = 10,4% < [∆ σ_Н ] = 15%. 

    Это значение σ_Н соответствует критерию работоспособности закрытой конической передачи. 

                      Расчет  цепной передачи:

    Цепная  передача относится к передачам  зацепления с гибкой связью. Состоит  из ведущей – Z₃ и ведомой – Z₄ звездочек, огибаемые цепью. Цепные передачи применяют в станках, транспортных и других машинах для передачи движения между параллельными валами, расположенными на значительном расстоянии, когда зубчатые передачи непригодны, а ременные ненадежны. Наибольшее применение получили цепные передачи мощностью до 120 кВт при окружных скоростях до 15 м/с. В приводах цепную передачу, как правило, устанавливают после редуктора.

    Главный элемент цепной передачи – приводная  цепь, которая состоит из соединенных  шарнирами звеньев.

    Основным  критерием работоспособности цепных передач является долговечность цепи, определяемая изнашиванием шарниров. Нагрузочная способность цепи определяется из условия, чтобы средние давление ρ_ц в шарнире звена не превышало допустимого [ρ_ц], т.е. ρ_ц < [ρ_ц]. 

          Данные  для расчета цепной передачи: 

    Т₂ = 99 · 10³ Н мм; Р₂ = 3800 Вт; n₂ = 360 об/мин; ω₂ = 38 с^-1; U_ц = 3,5. 

                           Число зубьев: 

• ведущей звездочки:

               Z₃ = 31 – 2U_ц = 31 - 2 · 3,5 = 24; 

• ведомой звездочки:

               Z₄ = Z₃ · U_ц = 24 · 3,5 = 84. 

               Фактическое передаточное число: 

               U_ц = . 

               Расчетный коэффициент эксплуатации К_э: 

           ; 

    где, - при спокойной нагрузки;

          - при периодическом смазывании;

          - при угле наклона θ < 60º;

          - при периодическом регулировании  натяжения цепи. 
 

            Шаг однорядной роликовой цепи t, мм: 

                 ; 

    где, Т₂ – вращающий момент, Т₂ = 99 · 10³ Н мм;

         К_э – коэффициент эксплуатации, К_э = 1,875;