Проектирование привода ленточного транспортера (мощность - 2,2 кВт, срок службы - 6 тыс.часов)

Содержание

1      Задание на курсовой проект. 1

2      Кинематический расчет. 2

2.1       Подбор приводного электродвигателя. 2

2.2       Определение передаточных чисел привода. 2

2.3       Определение частот и скоростей вращения на валах привода. 3

2.4       Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода. 3

3      Расчет передач на ЭВМ.. 4

3.1       Расчет цилиндрической передачи. 4

3.2       Расчет ременной передачи. 5

4      Проектирование валов. 8

4.1       Проектирование быстроходного вала. 8

4.2       Проектирование тихоходного вала. 10

5Подбор подшипников. 10

6      Расчет выходного вала на выносливость. 13

7 Проектирование корпуса редуктора. 17

8 Конструирование крышек подшипников. 18

9 Расчет крепления агрегатов к раме. 18

10 Проектирование рамы.. 20

11  Подбор смазочных материалов. 21

Список использованных источников. 22

1  Задание на курсовой проект

         Привод ленточного транспортера состоит из электродвигателя, ременной передачи специального цилиндрического зубчатого редуктора.

Исходные данные:

·   кВт;

·   рад/сек;

·   тыс. час.

2  Кинематический расчет

2.1  Подбор приводного электродвигателя

Определим требующую мощность электродвигателя

где     общий КПД привода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач

;

где     КПД ременной передачи;        

 КПД цилиндрической передачи.

 кВт.

Исследования показывают, что минимальные значения массы и стоимости привода с цилиндрическими и коническими редукторами получают при выборе электродвигателя с синхронной частотой 1500 об/мин

Примем двигатель AИР100S4

·   кВт;

·  об/мин – синхронная частота вращения ротора двигателя;

номинальная частота вращения вала электродвигателя

об/мин.

2.2  Определение передаточных чисел привода

Определим значение суммарного передаточного отношения

об/мин;

где частота вращения выходного вала, об/мин;

об/мин;

Предварительно по ГОСТ 2185 – 66  примем предельное передаточное отношение

                  

2.3  Определение частот и скоростей вращения на валах привода

об/мин;

 об/мин;

об/мин;

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

2.4  Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 кВт;

 кВт;

 кВт

Кинематический расчет сводим  в таблицу – Таблица 2.4.1

Таблица 2.4.1 – Результат кинематического расчета

№ вала	Р, кВт	Т, Нм	n, об/мин	, рад/сек
1	2,5	16,9	1410	147,58	3,1
2	2,35	49,2	454,8	47,6		5,6
3	2,26	264,7	76,5	8

3. Расчет передач

3.1.  Расчет цилиндрической передачи на ПК «TCAD»

:  1

1. Исходные данные

Мощность на ведущем валу, кВт                             2.35

Частота вращения шестерни, об/мин                       454.80

Проектное передаточное число                              5.60

Расчетный срок службы, час                                6000

Материал шестерни                              45 ГОСТ 1050-74

Термообработка шестерни                           Нормализация

Материал колеса                                45 ГОСТ 1050-74

Термообработка колеса                             Нормализация

Заготовка шестерни                                   Штамповка

Заготовка колеса                                     Штамповка

Обработка выкружки шестерни                       Фрезерование

Обработка выкружки колеса                         Фрезерование

Тип зубьев                                              Прямой

Зуборезный инструмент шестерни                           Фреза

Зуборезный инструмент колеса                             Фреза

2. Кинематические параметры

Фактическое передаточное число                            5.45

Частота вращения шестерни, об/мин                       498.20

Частота вращения колеса, об/мин                          88.96

Линейная скорость, м/с                                    1.26

3. Параметры передачи

Нормальный модуль, мм                                     1.50

Межосевое расстояние передачи, мм                       180.00

Угол наклона зубьев                                     0°0'0"

Степень точности                                             8

Суммарный к-т перекрытия                                  1.62

Угол зацепления зубчатых колес                          20.25°

Число зубьев шестерни                                       36

Число зубьев колеса                                        204

Коэфф. смещения исх. контура шестерни                   0.0200

Коэфф. смещения исх. контура колеса                     0.0918

4. Размеры колес

Диаметр окружности вершин шестерни, мм                  57.001

Делительный диаметр шестерни, мм                        54.030

Начальный диаметр шестерни, мм                          54.047

Диаметр окружности впадин шестерни, мм                  50.250

Ширина венца шестерни, мм                                61.00

Диаметр окружности вершин колеса, мм                   309.010

Делительный диаметр колеса, мм                         306.000

Начальный диаметр колеса, мм                           306.423

Диаметр окружности впадин колеса, мм                   302.250

Ширина венца колеса, мм                                  58.00

5. Прочностные и силовые параметры

Контактное напряжение, Мпа                              278.20

Момент на быстроходном валу, Нм                          32.39

Момент на тихоходном валу, Нм                           181.40

Суммарное давление на вал, Н                           1427.74

Окружное усилие шестерни, Н                            2075.02

Радиальное усилие шестерни, Н                           755.35

Осевое усилие шестерни, Н                                 0.00

Окружное усилие колеса, Н                              2075.02

Радиальное усилие колеса, Н                             755.35

Осевое усилие колеса, Н                                   0.00

3.2.  Расчет ременной передачи в ПК «TCAD»

:  2

Расчетный диаметр первого шкива, мм                 71.0

Расчетный диаметр второго шкива, мм                220.1

Наружный диаметр первого шкива, мм                  76.0

Наружный диаметр второго шкива, мм                 235.6

Диаметр по дну впадин первого шкива, мм             52.0

Диаметр по дну впадин второго шкива, мм            161.2

Межосевое расстояние, мм                          407.55

Длина ремня, мм                                   1250.0

Ширина шкива, мм                                   64.00

Число ремней                                           5

Усилие предварительного нятяжения, Н               249.1

Давление на валы от натяжения ремня, Н             396.3

Долговечность ремня, час                          5263.3

Исходные данные

Мощность на ведущем валу, кВт                       2.50

Частота вращения ведущ. шкива, об/мин            1410.00

Передаточное число                                  3.10

Угол наклона передачи                          Менее 60°

Коэффициент режима работы                           1.00

Натяжение ремня                            Периодическое

Типоразмер ремня                                       А

4.  Проектирование валов

4.1.  Проектирование быстроходного вала

Определим диаметр выступающего конца вала:

, где    допускаемое контактное напряжение, МПа;

Примем  МПа [2, стр. 249];

мм;      

Примем стандартное значение [3, стр. 372] d = 28 мм.

Диаметр под подшипник  мм, где     мм – высота заплечика.

Так как на валу шестерня выполнена прямозубой, то подшипник примем по ГОСТ 8338 – 75 шариковые радиальные однорядные легкой серии 207.

Необходимо чтобы диаметр под подшипник соответствовал внутреннему диаметру предполагаемого  подшипника, поэтому примем  мм.

Диаметр под буртик подшипника  мм, где       мм координата фаски подшипника [3, стр. 24].

Примем мм. 

Определим рабочую длину шпонки на выходном конце вала из условия смятия

где    высота шпонки, мм;

 МПа –  допускаемое напряжение смятия;

Примем ориентировочно для быстроходного вала МПа.

мм,

При длине конца вала L = 60 мм [2, стр. 403]

примем «Шпонка  ГОСТ 23360 – 78» [3, стр. 405].

Зазор между поверхностью вращающихся колес и стенок корпуса:

мм, где     мм – наибольшее расстояние между внешними поверхностями деталей передач;

мм.

4.2.  Проектирование тихоходного вала

мм;

Примем стандартное значение   [3, стр. 372]  d = 38мм.

мм.

Так как на валу шестерня выполнена прямозубой, то подшипник примем по ГОСТ 8338 – 75 шариковые радиальные однорядные легкой серии 209.

мм.

Примем            мм.   

Определим рабочую длину шпонки на выходном конце вала из условия смятия

,         

При длине конца вала L = 80 мм [2, стр. 403]

примем « Шпонка» ГОСТ 23360 – 78 [3, стр. 405].

Определим рабочую длину шпонки под колесо

,        примем « Шпонка» ГОСТ 23360 – 78 [3, стр. 405].           

5Подбор подшипников

Осуществим расчет предварительно выбранных подшипников тихоходного вала по динамической грузоподъемности [3, стр. 82].

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка при постоянном нагружении

, где    коэффициент безопасности;

коэффициент зависящий от рабочей температуры подшипника;

Y=0-коэффициент осевой нагрузки;

X=1-коэффициент радиальной нагрузки;

коэффициент вращения;

F_r =140 H. – радиальная сила действующая на подшипник;

F_a =0 -внешняя осевая сила, действующая на вал.

Составим расчетную схему

мм; мм,

Определим реакции опор:

·  рассмотрим вертикальную плоскость

Н;       

Н;           

·  рассмотрим горизонтальную плоскость

Н;                        

Н. 

Н;

Н;

         Наиболее нагружена опора  в точке В, поэтому Н.

Н.

Переведем заданную долговечность в размерность млн. об.

  млн. об.,

.

Определим требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

Н, где         для шариковых подшипников.

Оценим пригодность намеченного типа размера подшипника по условию

, где     kH - динамическая грузоподъемность подшипника,  /3, стр. 387/.

Н, - подшипник подходит.

6   Расчет выходного вала на выносливость

Так как выходной вал является наиболее нагруженным, поэтому проверку на выносливость произведем для него.

Определим опасные сечения вала по критерию напряженности /4/

, где      эффективный коэффициент концентраций напряжений в данном сечении;

 и амплитудные значения изгибающего и крутящего моментов;

осевой момент сопротивления.

Расчет критерия напряженности представим в виде таблицы

Сечение	Источник концентрации
	Шпонка	28		2,15	0	264,7
	Канавка	35		2	71709.52	264,7
	Шпонка	42		2,15	8912.24	264,7
	Канавка	35		2	7110.94	0

Момент сопротивления по изгибу

м³;

;

;

.

Значения изгибающих моментов

 ;

;

;

Определим .

МПа – предел прочности для стали 40Х.

Наиболее опасными является  сечения В-В и D-D.

Проверим вал на выносливость в опасном сечении B-B

, где       и коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям.

,

, где       и коэффициенты снижения пределов выносливости:

,

.

Здесь   и предел выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения, принимаем в зависимости от материала и диаметра.

МПа –для Ст. 40Х;

 МПа;       

и эффективные коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала в зависимости от его формы:

[2, стр. 310].

коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, зависит от напряженного состояния и диаметра вала [2, стр. 311].

;

коэффициент влияния шероховатости поверхности.

коэффициент влияния поверхностного упрочнения , примем вид упрочнения – накатка роликом, тогда  находим в зависимости от  и .

 и коэффициенты чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений, принимаем в зависимости от материала и диаметра