Расчет и конструирование привода ленточного конвейера (окружное усилие на барабане - 5,5 кН, скорость конвейера - 1,5 м/с)

Федеральное агентство по образованию (Рособразование)
Архангельский государственный технический университет Кафедра прикладной механики и основ конструирования
(наименование кафедры)
(фамилия, имя, отчество студента)
Факультет   ПЭ	КурсIII	Группа2
КУРСОВАЯ РАБОТА
По дисциплине        Механика
На тему        Расчет и конструирование привода ленточного конвейера
(наименование темы)
11.1.5.07.КР.28.02.00.00.ПЗ Работа допущена к защите ________________
(подпись руководителя)			(дата)
Признать, что работа
выполнена и защищена с оценкой ___________________________________
Руководитель ____________________         ___________        _
(должность)                                       (подпись)					(и., о., фамилия)
___________________ (дата)
Архангельск
2008

Лист замечаний

Содержание

1. Энергетический и кинематический расчёт привода..………………….............6

2. Расчет закрытой зубчатой передачи ..………………………………………….11

3. Расчет приводной роликовой цепной передачи…….……………………...….21

4. Расчет и конструирование тихоходного вала редуктора………...…….……...27

5. Подбор и расчет на долговечность подшипников………………………… .....38

6. Подбор соединительной муфты………...………………………………………40

7. Подбор шпоночных соединений………...……………………………………...42

Список литературы…………………………………………………………….…..44

Введение

Во всех отраслях машиностроения и приборостроения наиболее широкое применение нашли зубчатые передачи благодаря ряду их достоинств:

·  постоянству передаточного числа;

·  отсутствию проскальзывания;

·   большой несущей способности при сравнительно малых габаритах и массе;

·  большой долговечности; работе в обширном диапазоне режимов нагружения;

·  сравнительно малым нагрузкам на валы и опоры;

·  высокому КПД, простоте обслуживания и ухода;

К недостаткам зубчатых передач можно отнести:

·  высокие требования к точности изготовления колес и сборки передач;

·  необходимость повышенной жесткости корпусов, валов, опор;

·  шум, особенно при высоких частотах вращения и недостаточной точности; вибрации;

·  имеет  низкую демпфирующую способность.

Цепные передачи обладают следующими достоинствами:

·  более компактны по сравнению с ременными передачами;

·  могут передавать значительно большую мощность (до 3000 кВт);

·  возможность работы при больших передаточных отношениях;

·  возможность передачи вращающего момента от одной ведущей звездочки к нескольким ведомым;

Наряду с достоинствами ременные передачи обладают и недостатками. Это:

·  износ шарниров цепи и зубьев звездочек в процессе работы;

·  шум, увеличивающийся с увеличением угловой скорости и уменьшением числа зубьев ведущей звездочки;

·  неравномерность скорости движения цепи в пределах поворота ведущей звездочки на угол, соответствующий шагу цепи.

1.  Энергетический и кинематический расчёт привода

1.1 Определим мощность на рабочем валу привода

;                                                                                               (1.1)

где F_t – окружное усилие,

υ – скорость конвейера,

 кВт.

1.2 Определим общий кпд привода.

, где                                                                    (1.2)

- КПД муфты;  [1];

- КПД приводной роликовой цепной передачи: =0,93;

- КПД закрытой прямозубой цилиндрической зубчатой передачи; 

=0,97;

- КПД пары подшипников качения: =0,99;

1.3 Определим частоту вращения рабочего вала:

   ;                                                                                                              (1.3)

где   – частота вращения рабочего вала, мин ^-1;

  об/мин.

1.4 Вычислим частоту вращения первого вала:

;                                                                                                           (1.4)

- передаточное число привода:

                                                                                                           (1.5)

U_p-передаточное число редуктора;

U_зуб- передаточное число зубчатой передачи;

Принимаем предварительно  об/мин:

                                                                                                                (1.6)

           U_зуб

1.5 Определим мощность электродвигателя.

                                                                                                       (1.7)

 кВт.

Фактическую частоту вращения входного вала привода в соответствии с          P_э     = 11 кВт (Приложение А) принимаем:

 мин^-1.

Электродвигатель выбираем по каталогу (приложение 1[1]) из условия, что   N_{эл. дв} ≥N_тр и . Тогда выбираем тип электродвигателя АИР 132М4 ТУ16-525 с асинхронной частотой вращения n = 1447 мин^-1.

Из приложения 2[1] выберем размеры электродвигателя АИР 132 М4 и занесём в таблицу 1. 1

Размеры электродвигателя.

Таблица 1.1

Тип электродвигателя	Число полюсов	Основные размеры, мм
		l1	l10	l30	l31	d1	d10	d30	b1	b10	h	h1	h10	h31
АИР 132 М4	2	80	180	450	90	38	12	290	10	220	130	8	13	325

По данным таблицы 1.1 построим эскиз электродвигателя.

410

2

14

2

110

121

241

3

301

702

Рисунок 1.1 Электродвигатель серии 4А. (Исполнение закрытое обдуваемое).

1.6 Определим частоту вращения последовательно на каждом валу.

 об/мин;

 об/мин.                                                                                            (1.8)

;                                                                                              (1.9)

 об/мин.

;                                                                                              (1.10)

 об/мин.

1.7 Определим угловые скорости на валах:

;                                                                                              (1.11)

 ^рад/_сек.

^рад/_сек;

 ^рад/_сек.

 ^рад/_сек.

1.8 Определим расчётные мощности на валах:

 кВт.

;                                                                                      (1.12)

 кВт.

;                                                                                    (1.13)

 кВт.

;                                                                                   (1.14)

 кВт.

1.9 Определим крутящие моменты:

;                                                                                                 (1.15)

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

 Н∙м.

1.3 Выбираем стандартный редуктор.

Редуктор 1 ЦУ-200-4 12 ТУ 2-056-243-86

Подбор редуктора производим по следующим параметрам:

А) По передаточному числу;

Б) По номинальному вращательному моменту на тихоходном валу.

Габаритные и присоединительные размеры.

Таблица 1.2

	L						H		h	A		B		d
200	580	500	236	165	230	265	425	212	36	437	136	212	200	24

Таблица 1.3

Выходной вал						Входной вал
d				b	t	d				d	t
70		140	105	18	36,38	55		110	82	14	28,95

Рисунок 1.2 – Габаритные и присоединительные размеры редуктора.

2. РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ЗАКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Вращающий момент на ведомом валу  Т₃ = 230,2  Н^.м.

Угловые скорости:ω₁ = 151,5 рад/с   ω₃ = 37,88  рад/с  .

Передаточное число передачи: U =4.

Вид нагрузки: передача цилиндрическая прямозубая, срок службы: t_p =7000 часов.

	2

 

1

Рисунок 3.1 - Цилиндрическая закрытая прямозубая передача

Передача зубчатая цилиндрическая прямозубая. Индекс 1 соответствует шестерне, индекс 2 – колесу.

Определяем материал для изготовления зубчатых колес:

Выбираем сталь 45, термообработка Н (нормализация).

Твердость заготовки:

для шестерни   207 НВ, для колеса 179 НВ.

Определяем число циклов нагружения:

 ;                                                                                                   (2.1)

где  n₁  и  n₂  частоты вращения соответствующих шестерни и колеса, об/мин;

t_p – срок службы механизма, ч.    

n₁= 1447  об/мин          n₂= 361,75  об/мин

Допускаемое контактное напряжение.

Коэффициенты долговечности ,  принимаем равные единице,

,                                                                                (2.2)

где предел контактной выносливости поверхностей зубьев, МПа;

.                                                                                            (2.3)

коэффициент безопасности. Для колес с однородной структурой материала .

 МПа;

 МПа;

МПа;

МПа.

В качестве допускаемого контактного напряжения принимаем для прямозубых передач меньшее из  и . В нашем случае это МПа.

Допускаемое напряжение изгиба.

,                                                                         (2.4)

где предел выносливости зубьев при изгибе;

;                                                                                     (2.5)

коэффициент безопасности при изгибе, принимаем ;

коэффициент, учитывающий влияние двухстороннего приложения нагрузки на зубья, принимаем;

МПа,

 МПа,

 МПа,

 МПа.

Для прямозубых передач принимаем наименьшее значение:

[σ_F]=208,7 Мпа.

Межосевое расстояние:

,                                                               (2.6)

где вспомогательный коэффициент; для прямозубых передач ;

передаточное число;

крутящий момент на валу колеса, ;

коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба для прирабатывающихся зубчатых колес (термообработка – нормализация улучшение);

коэффициент ширины зубчатого венца принимается в зависимости от расположения шестерни относительно опор при симметричном расположении . Принимаем ;

мм.

Округляем до ближайшего по ГОСТ 2185-66:

=140 мм.

Модуль зубьев:

;                                                                              (2.7)

мм.

Принимаем по ГОСТ 9563-60   =2,24  мм.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса:

,                                                                                  (2.8)

где угол наклона зубьев, ;

 шт.

Число зубьев шестерни:

;                                                                                              (2.9)

шт.

Число зубьев колеса :

;                                                                                           (2.10)

шт.

Фактическое передаточное число:

;                                                                                               (2.11)

Геометрические размеры шестерни и колеса.

Делительные диаметры:

;                                                                                            (2.12)

 мм;

 мм.

Диаметры вершин зубьев:

;                                                                                       (2.13)

 мм;

 мм.

Диаметры впадин:

;                                                                                       (2.14)

 мм;

 мм.

Ширина венцов:

  ;                                                                                        (3.15)

 мм;

;                                                                                      (2.16)

 мм.

Окружная скорость колес:

;                                                                                              (2.17)

где угловая скорость вала шестерни;

 м/с.

По полученной скорости назначают степень точности изготовления зубчатой передачи, принимаем степень точности 9, по таблице 1.4[3].

Силы, действующие в зацеплении.

Окружные :

;                                                                                     (2.18)

 Н.

Радиальные:

;                                                                             (2.19)

 Н.

Здесь угол зацепления ˚.

Осевые:

;                                                                                (2.20)

 Н.

Коэффициенты, учитывающие неравномерность распределения и характер