Проектирование привода ленточного транспортера (мощность - 3 кВт, срок службы - 3 тыс.часов)

1  Задание на курсовой проект

Привод ленточного транспортера состоит из электродвигателя, ременной передачи, одноступенчатого червячного редуктора и муфты на выходном валу редуктора.

Исходные данные:

·   кВт;

·   рад/сек;

·   тыс. час.

2  Кинематический расчет

  Подбор приводного электродвигателя

Определим требующую мощность электродвигателя

где     общий КПД привода, определяемый как произведение КПД последовательно соединенных передач [1, стр. 9]

;

где    КПД ременной передачи;

КПД червячной передачи.       

кВ;    

Примем двигатель AИР100L4:

·  кВт;

·  об/мин – синхронная частота вращения ротора двигателя;

·  коэффициент скольжения.

Недогрузка составляет  - что допустимо [2, стр. 31].

Определим номинальную частоту вращения вала электродвигателя

об/мин.

  Определение передаточных чисел привода

Рассчитаем значение суммарного передаточного отношения

об/мин;

где частота вращения выходного вала, об/мин;

об/мин;

Предварительно примем передаточное отношение ремня

, тогда                                                              ;

Примем стандартное значение передаточного отношения редуктора (червячной передачи) по ГОСТ 2144 - 93

;

 об/мин.

что допустимо.

  Определение частот вращения на валах привода

об/мин;

об/мин;

об/мин;

 рад/с;

 рад/с;

 рад/с;

  Определение вращающих моментов и мощностей на валах привода

 Нм;

 Нм;

 Нм;

 кВт;

 кВт;

 кВт;

Кинематический расчет сводим  в таблицу – Таблица 2.4.1

№ вала	n, об/мин	, рад/сек	P, кВт	Т, Нм
1	1425	149,15	4,55	45,76	3
2	475	49,72	4,28	129		16
3	30	3,1	3	1445,3

Таблица 2.4.1 – Результат кинематического расчета

3  Расчет червячной передачи

  Выбор материала и определение допускаемых напряжений

В качестве материала червяка примем среднеуглеродистую сталь 40НХ с поверхностной закалкой до твердости 50.

Ориентировочно определим скорость скольжения

м/с;

В качестве материала венца зубчатого колеса примем безоловяннистую бронзу БрА9ЖЗЛ [2, стр. 187], обладающую повышенными механическими характеристиками, но имеющую пониженные противозадирные свойства.

Допускаемое контактное напряжение выбираем из условия сопротивлению заеданию без учета числа циклов нагружений в зависимости от скорости скольжения [2, стр. 189]

МПа;

Предел выносливости зубьев колеса при изгибе

 МПа.

Допускаемое напряжение при изгибе

;

где            коэффициент долговечности;

;

где            циклическая долговечность передачи;

;

МПа.

  Расчет основных  параметров червячной передачи

Определим межосевое расстояние

, где            коэффициент расчетной нагрузки, предварительное значение ;

 мм;

Примем стандартное значение по ГОСТ 2144 – 93 [2, стр. 190]  мм;

Назначаем число витков червяка в зависимости от

;

Определим число зубьев колеса

;

Уточним фактическое значение

;

Определим осевой модуль зацепления

;

Примем стандартное значение по ГОСТ 2144 – 93 [2, стр. 193]  мм;

Найдем коэффициент диаметра червяка

;

Определим фактическое значение межосевого расстояния

 мм, так как полученное значение соответствует стандартному, то коэффициент смещения .

Определим делительные диаметры червяка и червячного колеса

 мм;

 мм;

Вычисляем делительный угол подъема линии витка червяка [2,стр.193]

;

Определим действительную скорость скольжения в зацеплении

 м/с.

  Проверка передачи на контактную выносливость и выносливость при изгибе

Проверяем передачу по контактным напряжениям

, где     мм – начальный диаметр червяка.

, где    коэффициент динамической нагрузки [2, стр. 193]

коэффициент концентрации нагрузки по деформациям деталей передачи

, где    коэффициент деформации червяка [2, стр. 194];

 - коэффициент режима [2, стр. 194];

;

;

 МПа.

Проверяем зубья колеса по изгибным напряжениям

, где      коэффициент формы зуба колеса,

окружная сила в зацеплении, Н;

Коэффициент  определим в зависимости от эквивалентного числа зубьев колеса

[2, стр. 197]

;

.

Н.

МПа.

  Определение сил в зацеплении и остальных  параметров передачи

Определяем силы, действующие в зацеплении [2, стр. 195]

 Н – окружное усилие;

Н – радиальное усилие;

Н – осевое усилие.

Определим геометрические параметры червячного зацепления [2, стр. 197]

мм – диаметр вершин витков червяка;

мм – диаметр впадин витков червяка;

мм – диаметр вершин зубьев колеса;

мм – диаметр впадин зубьев колеса;

 мм – наибольший диаметр колеса;

мм – ширина венца колеса;

 мм – длина нарезной части червяка;

Для шлифуемых и фрезеруемых червяков длину нарезной части червяка увеличивают при m < 10 на 25 мм [2, стр. 197]

 мм.

Примем   мм.

  Тепловой расчет

Температура масла  в корпусе червячной передачи при непрерывной работе без искусственного охлаждения [4, стр. 232]

, где         температура воздуха вне корпуса;

КПД червячной передачи;

коэффициент теплопередачи чугунного корпуса;

коэффициент отвода тепла от днища редуктора в основание;

допустимая температура масла;

кВт – мощность на червяке;

мплощадь поверхности корпуса, омываемая внутри маслом или его брызгами, а снаружи воздухом.

.

Литература

5   Леликов О. П. Основы расчета и проектирования деталей и узлов машин. Конспект лекций по курсу « Детали машин ». – М.: Машиностроение, 2002, 440 с.

4  Проектирование валов и подбор подшипников

  Проектирование выходного вала

Определим диаметр выступающего конца вала:

, где    МПа – допускаемое контактное напряжение [2, стр. 249];

Примем  МПа;

мм;

Примем стандартное значение [3, стр. 372] мм.

Диаметр под подшипник  мм, где     мм – высота буртика вала [3, стр. 24].          

Так как передача червячная, то кроме радиальных нагрузок возникают еще и осевые, поэтому  примем по ГОСТ 27365 – 87 роликоподшипник радиально – упорный средней серии 7313.

Необходимо что – бы 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.

мм.

Зазор между поверхностью вращающихся колес и стенок корпуса:

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

мм.

На конце вала предварительно примем  « Шпонка  ГОСТ 23360 – 78 »

[3, стр. 405].

На диаметре под колесо предварительно примем  « Шпонка  ГОСТ 23360 – 78 »

       Проектирование червяка

Определим диаметр выступающего конца вала:

, где    МПа – допускаемое контактное напряжение [2, стр. 249];

Примем  МПа;

мм;

Примем стандартное значение [3, стр. 372] мм.

Диаметр под подшипник  мм, где     мм – высота буртика вала [3, стр. 24].

Так как передача червячная, то кроме радиальных нагрузок возникают еще и осевые, поэтому  в качестве фиксирующей опоры примем по ГОСТ 27365 – 87 сдвоенный роликоподшипник радиально – упорный средней серии 7313.

Необходимо что – бы диаметр под подшипник соответствовал внутреннему