Спроектировать привод ленточного транспортера.. Задание Спроектировать привод ленточного транспортера

• Название: Задание Спроектировать привод ленточного транспортера
• Анкор: Спроектировать привод ленточного транспортера
• Дата: 20.04.2023
• Размер: 348 Kb.
• Имя файла: 733487.doc
• Тип: Документы; #1077596

Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.

В
ариант №40.

Исходные данные:

Скорость транспортера: V= 2 м/с

Окружное усилие: S=1.5 кН

Диаметр барабана: D=400 мм.

Тип транспортерной ленты: Б-800

Срок службы: 8 лет

Размер В: не менее 300


График нагрузки: К_сут=0,85, К_год=0,6

ВВЕДЕНИЕ.

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

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

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.

1. 
   Выбор электродвигателя и кинематический расчет.
   

Кинематический анализ схемы привода.
Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.
1.1 Коэффициент полезного действия привода.
По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндри-

ческих колес η_з.к. = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары

подшипников качения, η_п = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте η_м = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами

η_р = 0,9


0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

Общий КПД привода:

= 0,98² * 0,99⁵ * 0,98²*0,9 = 0,8

2. 
   Выбор электродвигателя.
   

Мощность на валу барабана:

Р_б=S*V=1.5*2=3 кВт ,

где S-окружное усилие;

V-скорость транспортера;

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр=Р_б/ =3/0,8=3,75 кВт,

Угловая скорость барабана:

,

Частота вращения барабана:



При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.

Пусковая требуемая мощность:

Р_п=Р_тр*1,3м=3,75*1,3=4,875 кВт

Эквивалентная мощность по графику загрузки:



кВт

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

Р_тр = 3,75 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

n = 1500 об/мин 4АН100S4 с параметрами Р_дв = 3 кВт и скольжением

S=4,4 %, отношение Р_п/Р_н=2. Р_пуск=2*3=6 кВт-мощность данного двигателя на пуске она больше чем нам требуется Р_п=4,875 кВт.

Номинальная частота вращения двигателя:



где: n_дв – фактическая частота вращения двигателя, мин^-1;

n – частота вращения, мин^-1;

s – скольжение, %;


Передаточное отношение редуктора:

U=n_дв/n_б=1434/95,5=15

Передаточное отношение первой ступени примем u₁=5; соответственно второй ступени u₂=u/u₁=15/5=3
1.3 Крутящие моменты.

Момент на входном валу:

,

где: Р_тр – требуемая мощность двигателя, кВт;

– угловая скорость вращения двигателя, об/мин;



где: n_дв – частота вращения двигателя, мин^-1;



Момент на промежуточном валу:

Т₂ = Т₁ * u₁ * η₂

где: u₁ – передаточное отношение первой ступени;

η₂ – КПД второго вала;
Т₂ = 25*10³ * 5*0,92 = 115*10³ Нмм
Угловая скорость промежуточного вала:



Момент на выходном валу:

Т₃ = Т₂ * u₂ * η₃

где: u₂ – передаточное отношение второй ступени;

η₃ – КПД третьего вала;

Т₃ = 115*10³ * 3 * 0,91 = 314*10³ Нмм
Угловая скорость выходного вала:



Все данные сводим в таблицу 1:
таблица 1

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
Частота вращения, об/мин	n1= 1434	n2=286,8	n3=95,5
Угловая скорость, рад/с	w1= 150	w2 =30	w3= 10
Крутящий момент, 103 Нмм	T1= 25	T2= 115	T3= 314

2. Расчет зубчатых колес.
2.1 Выбор материала.
Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: σ_{Н lim b} – предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса: = 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

К_НL – коэффициент долговечности

,

где: N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

[S_H] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,1 1,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])


= 0.45(481+428)=410 МПа.

2. 
   Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.
   

1. 
   Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])
   

, мм

где: К_а – для косозубых колес К_а = 43;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Нβ – коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Нβ по таблице 3.1 [1]. К_Нβ=1,25

[σ_H] – предельно допускаемое напряжение;

ψ_ba – коэффициент отношения зубчатого венца к межосевому расстоянию, для косозубой передачи ψ_ba = 0,25 0,40.

мм

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 112 мм (см. с.36 [1]).

2. 
   Нормальный модуль:
   

m_n = (0,01 0,02)*а_w

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*112 = 1,12 2,24 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 1,5.

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

2.2.3 Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] ):

,

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

β – угол наклона зуба, °;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

m_n – нормальный модуль, мм;



2.2.4 Число зубьев колеса:

z₂ = z₁ * u₁ = 24*5=120

5. 
   Уточняем значение угла наклона зубьев:
   

,

где: z₁ – число зубьев шестерни;

z₂ – число зубьев колеса;

m_n – нормальный модуль, мм;

а_w – межосевое расстояние, мм;



β = 15,36°=15^о22^/

5. 
   Диаметры делительные.
   

Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

5. 
   Диаметры вершин зубьев.
   

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m_n =37,3 + 2*1,5 = 40,3 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 186,7 + 2*1,5 = 189,7 мм

5. 
   Ширина зуба.
   

Для колеса: b₂ = ψ_ba * a_w = 0,4 * 112 = 45 мм

Для шестерни: b₁ = b₂ + 5 = 44,8 + 5 = 50 мм

5. Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

,

где: b₁ – ширина зуба для шестерни, мм;

d₁ – делительный диаметр шестерни, мм;

5. 
   Окружная скорость колес.
   

м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.

5. 
   Коэффициент нагрузки.
   

По таблице 3.5 [1] при ψ_bd = 1,34, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К_Нβ = 1,17.

По таблице 3.4 [1] при ν = 2,8 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нα=1,07.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости менее 5 м/с коэф-фициент К_Нυ = 1.

= 1,17 * 1,07 * 1 = 1,252

5. 
   Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].
   

, МПа

где: а_w – межосевое расстояние, мм;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Н – коэффициент нагрузки;

u₁ - передаточное отношение первой ступени;

b₂ – ширина колеса, мм;



Условие прочности выполнено.

5. 
   Силы, действующие в зацеплении.
   

В зацеплении действуют три силы:

• 
  Окружная
  

, Н

где: Т₁ – крутящий момент ведущего вала, Нмм;

d₁ –делительный диаметр шестерни, мм;

• 
  Радиальная
  

, Н

где: α – угол зацепления, °;

β – угол наклона зуба, °;

• 
  Осевая
  

F_a = F_t * tg β, Н
F_a = F_t * tg β = 1340,5 * 0.275 = 368 Н

5. 
   Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба
   

( см. формулу 3.25 [1] ).

, МПа

где: F_t – окружная сила, Н;

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 1,34, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1.36.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 2,8 м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,36 * 1,1 = 1,496.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

• 
  У шестерни
  
• 
  У колеса
  

Коэффициент Y_F1 = 3,85 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα .



,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε_α = 1,5; степень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

, МПа

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.



Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса:



Условие прочности выполнено.

2. 
   Расчет тихоходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.
   

2.3.1 Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а = 43;

u₃ – передаточное отношение на выходе;

Т₃ – крутящий момент на выходе;

К_Нβ=1.25

ψ_ba = 0,25 0,40.



Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66 а_w = 140 мм (см. с.36 [1]).

2. 
   Нормальный модуль.
   

m_n = (0,01 0,02)*а_w = (0,01 0,02)*140 = 1.4 2.8 мм

Принимаем по ГОСТ 9563-60 m_n = 1.75 мм

Предварительно примем угол наклона зубьев β=10°.

2. 
   Число зубьев шестерни (формула 3.12 [1] )
   

2. 
   Число зубьев колеса
   

Z₄ = z₃ * u₂ = 39*3=117
2.3.5 Уточняем значение угла наклона зубьев.



β = 12,83°=12^o50^/

2.3.6 Диаметры делительные.
Для шестерни:

Для колеса:

Проверка:

2.3.7 Диаметры вершин зубьев.

Для шестерни: d_a1 =d₁+2m_n =70 + 2*1.75 = 73.5 мм

Для колеса: d_a2 =d₂+2m_n = 210 + 2*1.75 = 213.5 мм
2.3.8 Ширина зуба.
Для колеса: b₄ = ψ_ba a_w = 0,4 * 140 = 60 мм

Для шестерни: b₃ = b₄ + 5 = 56 + 5 = 65 мм

2.3.9 Коэффициент ширины шестерни по диаметру.

2.3.10 Окружная скорость колес.

, м/с

Степень точности передачи: для косозубых колес при скорости до 10 м/с следует принять 8-ю степень точности.
2.3.11 Коэффициент нагрузки.



По таблице 3.5 [1] при ψ_bd = 0,93, твердости НВ< 350 и несимметричном рас-положении колес коэффициент К_Нβ = 1,1.

По таблице 3.4 [1] при ν = 1,05 м/с и 8-й степени точности коэффициент К_Нα=1,06.

По таблице 3.6 [1] для косозубых колес при скорости более 1,05 м/с коэффициент К_Нυ = 1.

= 1,1 * 1,06 * 1 = 1,15
2.3.12 Проверяем контактные напряжения по формуле 3.6 [1].



Условие прочности выполнено
2.3.13 Силы, действующие в зацеплении.

В зацеплении действуют три силы:

• 
  Окружная
  

• 
  Радиальная
  

• 
  Осевая
  

F_a = F_t * tg β=3286*0.228=749 Н

14. Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

Коэффициент нагрузки К_F = K_Fβ * K_Fν ( см. стр. 42 [1])

По таблице 3.7 [1] при ψ_bd = 0,93, твердости НВ ‹ 350 и несимметричном рас-положении зубчатых колес относительно опор коэффициент К_Fβ = 1.2.

По таблице 3.8 [1] для косозубых колес 8-й степени точности и скорости 1,05 м/с коэффициент К_Fυ = 1,1.

Таким образом, К_F = 1,2 * 1,1 = 1,32.

Коэффициент, учитывающий форму зуба, Y_F зависит от эквивалентного числа зубьев z_υ

• 
  У шестерни
  
• 
  У колеса
  

Коэффициент Y_F1 = 3,62 и Y_F2 = 3,6 (см. стр. 42 [1] ).

Определяем коэффициенты Y_β и К_Fα .



,

где средние значения коэффициента торцевого перекрытия ε_α = 1,5; тепень точности n = 8.

Допускаемые напряжение при проверке на изгиб определяют по формуле 3.24 [1]:

,

По таблице 3.9 для стали 45 улучшенной предел выносливости при отнуле-вом цикле изгиба = 1,8 НВ.

Для шестерни = 1,8 * 230 = 414 МПа

Для колеса = 1,8 * 200 = 360 МПа

Коэффициент безопасности

По таблице 3.9 [1] [S_F]’ = 1.75 для стали 45 улучшенной; [S_F]” = 1 для поковок и штамповок.



Допускаемые напряжения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб следует проводить для того зубчатого колеса, для которого отношение меньше. Найдем отношения:

Для шестерни

Для колеса

Проверку на изгиб проводим для колеса



Условие прочности выполнено.