Привод ленточного конвейера

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное  учреждение по высшему образованию

Пермский государственный  технический университет

Кафедра КСМС

Группа ТМС-04-1

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

Пояснительная записка

ДМ 1И 02- 10а.00.00 ПЗ.

Тема:          «Привод ленточного конвейера»

 

 

 

Студент:                                                                          Разумков И.Н.

Руководитель  проекта:                                                  Павлецова Н.К.

 

 

 

Проект защищен                                                                     с оценкой

 

Члены комиссии:

 

 

 

 

 

 

 

 

Пермь 2007

 

Содержание

Спецификации 
Введение.

Цель курсового проекта спроектировать привод ленточного конвейера, включающего: электродвигатель; двухступенчатый цилиндрический редуктор- механизм, состоящий из зубчатых цилиндрических передач, служащий для передачи движения от двигателя к рабочему органу с уменьшением частоты вращения и увеличением вращающего момента и цепную передачу.

Узлы привода смонтированы на сварной раме.

Для смазывания трущихся поверхностей деталей редуктора применяют индустриальное масло И-Г-А-68, зубчатые колеса смазывают погружением в ванну с жидким смазочным материалом в нижней части корпуса редуктора – картерным  способом. Остальные узлы и детали, в том числе подшипники качения, смазываются за счет разбрызгивания масла погруженными колесами и циркуляции внутри корпуса образовавшегося масляного тумана.

Для предотвращения вытекания  смазочного материала из корпуса  редуктора или выноса его в  виде масляного тумана и брызг, а  также для защиты их от попадания извне пыли и влаги применяют уплотнительные устройства.

 

1. Кинематический расчет привода.

1.1.Выбор электродвигателя.

1.1.1 Мощность на выходе

1.1.2 Требуемая мощность электродвигателя

где h_общ - общий КПД привода

где h_ц– КПД цепной передачи, h_ц = 0,93;       ([1], с.7)

h_зц – КПД зубчатой цилиндрической передачи, h_зц = 0,97;   ([1], с.7)

h_м – КПД муфты, h_м = 0,98;        ([1], с.7)

h_оп – КПД опор приводного вала, h_оп = 0,99.     ([1], с.7)

1.1.3 Частота вращения приводного вала

Выбираем электродвигатель АИР 100S4/1410: P=3 кВт; n=1410 мин^-1 ([1], с.459)

 

1.2.Определение общего передаточного числа и разбивка его по ступеням.

1.2.1 Общее передаточное число привода

1.2.2 Передаточное число редуктора

где u_цеп – передаточное число цепной передачи, u_цеп=2,25.   ([1], с.7)

 

1.2.4 Передаточное число тихоходной ступени редуктора:

1.2.5 Передаточное число быстроходной ступени редуктора:

1.3.Определение чисел оборотов валов.

1.3.1 Частота вращения тихоходного вала редуктора:

1.3.2 Частота вращения промежуточного вала редуктора:

1.3.2 Частота вращения быстроходного вала редуктора:

1.4.Определение вращающих моментов на валах привода.

1.4.1 Вращающий момент на приводном валу:

1.4.2 Момент на тихоходном  валу редуктора

1.4.3 Момент на промежуточном валу редуктора:

1.4.4 Момент на быстроходном валу редуктора:

 

2. Проектирование цепной передачи.

2.1. Расчет цепной передачи.

Проектный расчет

2.1.1. Шаг цепи p, мм:

,

где - вращающий момент на ведущей звездочке; ;

- коэффициент эксплуатации, который представляет собой произведение пяти поправочных коэффициентов, учитывающих различные условия работы передачи:  ,

где  - динамичность нагрузки (с умеренными толчками), =1 ;   ([2], табл.5.7);

- способ смазывания (периодический),  =1,5;  ([2], табл.5.7);

- положение передачи, =1;  ([2], табл.5.7);

- регулировка межосевого расстояния (передвигающимися опорами),  = 1; ([2], табл.5.7);

- режим работы (двухсменный), = 1,25;   ([2], табл.5.7).

;

- число зубьев ведущей звездочки; , где U – передаточное число цепной передачи; ;

, округляем до ближайшего нечетного числа ;

- допускаемое давление в шарнирах цепи, Н/мм²;

Скорость υ=0,4 м/с, полагая, что она будет того же порядка, что и скорость тягового органа рабочей машины  , ([2], с.94);

- коэффициент рядности цепи, для однорядных цепей типа ПР

Вычисляем шаг:

p=31,75 ПР- 31,75-8900, ([2], табл. К32).

 

2.1.2. Число зубьев ведомой звездочки:

2.1.3. Фактическое передаточное  число Uф и его отклонение ∆U от заданного:

2.1.4. Оптимальное межосевое  расстояние a, мм:

Из условия долговечности  цепи  , где p – стандартный шаг цепи

2.1.5. Число звеньев  цепи  :

2.1.6. Уточнить межосевое расстояние в шагах:

2.1.7. Фактическое межосевое расстояние :

2.1.8. Длина цепи  :

 

2.1.9. Диаметры звездочек:

диаметр делительной окружности

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

диаметр окружности выступов  

Ведущая звездочка	Ведомая звездочка
где K – коэффициент высоты зуба, K=0,7; Kz – коэффициент числа зубьев; - геометрическая характеристика зацепления, где - диаметр ролика шарнира цепи, ([2], табл. К32);

диаметр делительной окружности

Ведущая звездочка

Ведомая звездочка

 

Проверочный расчет

2.1.10. Проверка частоты  меньшей звездочки  :

,

где - частота вращения тихоходного вала редуктора, ;

- допускаемая частота вращения, .

85,995≤472,44

2.1.11. Проверить число  ударов цепи о зубья звездочек  :

,

где - расчетное число ударов цепи,

- допускаемое число ударов, .

2.1.12 Фактическая скорость  цепи  :

2.1.13. Окружная сила, передаваемая  цепью :

, где  - мощность на ведущей звездочке (на тихоходном валу)

2.1.14. Давление в шарнирах  цепи  :

,

где А – площадь  опорной поверхности шарнира, , где - соответственно диаметр валика и ширина внутреннего звена цепи  ([2], табл. К32);

- допускаемое давление в шарнирах цепи уточняют в соответствии с фактической скоростью,         ([2], с.94).

 удовлетворяет условию

2.1.15. Проверить прочность  цепи:

,

где - допускаемый коэффициент запаса прочности для роликовых цепей, ([2], табл. 5.9);

- расчетный коэффициент запаса прочности,  

Где а) - разрушающая нагрузка цепи, зависит от шага цепи. ([2], табл.К32);

б) - окружная сила, передаваемая цепью, (см. п. 2.1.13); 

в) - коэффициент, учитывающий характер нагрузки, (см. п. 2.1.1.);

г) - предварительное натяжение цепи от провисания ведомой ветви, ,

где  - коэффициент провисания, ;

- масса 1м цепи, ;

- межосевое расстояние, (см. п.2.1.7.);

- ускорение свободного падения, .

.

д) - натяжение цепи от центробежных сил, , где (см. п. 2.1.12.), .

2.1.16. Определим сиу давления цепи на вал F_оп

К_в - коэффициент нагрева вала       (табл. 5,7)

 

3. Проектирование редуктора.

3.1. Выбор твердости, термообработки и материала колес.

Принимаем термообработку №1

Термообработка колеса и шестерни одинаковая – улучшение, твердость поверхности в зависимости от марки стали: 235…262 HВ, 269…302HВ. Марки стали одинаковы для колеса и для шестерни 40Х       ([1], с.11)

3.2. Допускаемые контактные напряжения.

Допускаемые контактные напряжения:

    ([1], с.13)

где а) - предел контактной выносливости, который вычисляют по эмпирическим формулам в зависимости от материала и способа термической обработки зубчатого колеса и средней твердости на поверхности зубьев  ([1], табл. 2.2)

б) - коэффициента запаса прочности,     ([1], с.13)

в) - коэффициент долговечности,

 при условии        ([1], с.13)

 для материалов с поверхностным упрочнением.

Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости, определяют по средней твердости поверхностей зубьев:

- эквивалентное число циклов,

 где 

При постоянной частоте вращения на всех уровнях нагрузки .

.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы L_h

где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот,           ([1], с.13)

- время работы передачи

    ([1], с.14)

- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных поверхностей между зубьями,         ([1], с.14)

- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости,  ([1], с.14)

3.3. Допускаемые напряжения изгиба.

Допускаемые напряжения изгиба:

где - предел выносливости,    ([1], с.15) 

- коэффициент запаса прочности,      ([1], с.15) 

- коэффициент долговечности

 при условии:        ([1], с.15) 

где и - для улучшенных зубчатых колес. Число циклов, соответствующее перелому кривой усталости,

- эквивалентное число циклов

где

При постоянной частоте  вращения на всех уровнях нагрузки .

.

Ресурс N_k передачи в числах циклов перемены напряжений при частоте вращения n и времени работы L_h

где - число вхождений в зацепление зуба рассчитываемого колеса за один его оборот,           ([1], с.13)

- время работы передачи

    ([1], с.14)

- Коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной поверхности между зубьями,         ([1], с.15)

- Коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки,            ([1], с.16)

 

3.4. Расчет цилиндрической зубчатой передачи.

Тихоходная ступень

3.4.15. Межосевое расстояние:

К=10            ([1], с.17)

3.4.16. Окружная скорость:

Степень точности зубчатой передачи: 8.      ([1], с.17)

3.4.17. Уточненное межосевое расстояние

где - для косозубых колес;

(при симметричном расположении  колес);

          ([1], табл.2.6)

       ([1], с.19)

где          ([1], с.21)

          ([1], с.20)

       ([1], с.19)

,  

где ,  

     ([1], с.20)

    ([1], с.20)

ГОСТ  а_w=120 мм.

3.4.18. Предварительные основные размеры колеса

Делительный диаметр:

Ширина:

ГОСТ  b₂ = 48 мм.

3.4.19. Модуль передачи

Максимально допустимый модуль

Минимальное значение модуля

где - для косозубых передач;

где           ([1], с.20)

        ([1], с.21)

          ([1], с.21)

3.4.20. Суммарное число зубьев и угол наклона

Угол наклона зубьев

Суммарное число зубьев

 

3.4.21. Число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

ГОСТ:

Число зубьев колеса

3.4.22. Фактическое передаточное  число.

3.4.23. Диаметры колес

Делительные диаметры

Шестерни  

Колеса  

Диаметры  и окружностей вершин и впадин зубьев колес

3.4.24. Размеры заготовок.

 

3.4.25. Проверка зубьев колес по контактным напряжениям.

Расчетное значение контактного  напряжения

где МПа для косозубых передач.     ([1], с.24)