Привод к ленточному конвейру

Федеральное агентство по образованию

 

Орский химико-механический техникум

 

 

 

 

 

 

 

                  КУРСОВОЙ  ПРОЕКТ

 

 

 

ПРИВОД  К ЛЕНТОЧНОМУ 

 

КОНВЕЙРУ

 

 

 

ОХМТО.15041102. М      ПЗ

Разработал:

 

 

 

 

Содержание

 

1.    Введение……………………………………………………

1.1 Описание привода……………………………………….

1.2 Кинематический расчет………………………………… 

2.    Расчетная часть…………………………………………..

2.1  Расчет ременной передачи………………………………

2.2 Расчет червячной передачи……………………………...

2.3  Предварительный расчет валов………………………….

2.4 Определение конструктивных размеров………………..

2.5. Конструктивные  размеры червяка и червячного

колеса……………………………………………………………….

2.6. Первый  этап эскизной компоновки……………………….

2.7.  Проверка долговечности подшипников………………...

2.8. Второй этап компоновки………………………………….

2.9 Тепловой расчет редукторов…………………………….

2.10 Проверка  прочности шпоночных соединений…………………………………………………...........

2.11. Уточненный расчет валов………………………………

2.12. Посадки………………………………………………………

2.13. Смазка зацепления и подшипников…………………….

2.14 Сборка редуктора………………………………………….

Список  использованной литературы 
1 Введение

 

1. Описание привода

 

Привод  состоит из электродвигателя (м), ременной передачи состоящей из ведомого шкива  и ведущего шкива, червячного редуктора с нижним расположением червяка, назначением промежуточной передачи является уменьшение частоты вращения и увеличение вращательного момента.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                              

 

1.2.   Кинематический  и силовой расчет привода

 

Определяю потребную мощность электродвигателя                          

Рэл.д.= Р3 / ηобщ

где ηобщ      -   КПД, учитывающий потери в приводе

ηобщ = η1 * η2 * η3

где η1 = 0,97   -    КПД, учитывающий потери мощности в ременной                         

       передаче;

      η2 = 0,97   -    КПД, учитывающий потери мощности в зацеплении;

      η3=0,99-КПД учитывающий потери мощности в одной паре подшипников.

Тогда     ηобщ = 0,97* 0,97* 0,99² = 0,92

Найдя по формуле (2) КПД учитывающий потери мощности в приводе,

по  формуле (1) вычисляю Рэл.д:

Рэл.д.= 6/0,92 = 6,52 кВт

По  полученному значению Рэл.д.   принимаю тип электродвигателя –

 

4А132S4У3 у которого Pэл.д. = 7,5 кВт, nэл,д. = 1455 ^об/_мин. 

Определяю передаточное отношение привода

 

Iобщ = iрем iред

 

Где    iрем - передаточное отношение ременной передачи;

         ¡ред – передаточное отношение червячной передачи;

 

Также iобщ = ņэл.д./ņ3 = 1455/30 = 48,5                                                  

 

Тогда предварительно приняв iрем.=3, из формулы 

Выражаю iред.

 

                    ¡ред = iобщ /iрем = 48,5/3 = 16,1

 

Вычисляю  угловые  скорости валов привода:

 

ωдв. = ω ₁рем =

π × nэл.д /30 = 3,14 × 1455/30 = 152,3_рад/с

 

ω _2рем .=  ω _1ред = ω1рем /iрем =152,3/3 = 50,7 _рад/с

 

Тогда  ω _2ред = ω1ред /iред = 50,7/16,1 = 3,15 _рад/с

 

Определяю моменты на валах привода:

 

М_эл.д = М_1рем = Р_эл.д/ω _дв = 7.5 × 10³/152,3 = 49,3 Нм                                

 

М_1ред = М_2рем= М_1рем × η₁ × i_рем = 49,3 × 0,96 х 3 = 142 Нм                  

 

М_2ред = М_1ред х η₂ х η₃² х i_ред = 142 х 0,97 х 0,99² х 16,1 = 2174 Нм           

 

Определяю частоту  вращения валов привода

 

n_дв = n_1рем = 1455 _об/мин.

n_2рем = n_1ред = n_1рем/i_рем = 1455/3 = 485 _об/мин

n_2ред = n₃ = 30 _об/мин

 

 

                                             

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2 Расчетная часть

 

2.1. Расчет ременной передачи

 

         По таблице принимаю диаметр малого шкива d₁  = 90 мм и тип        

      ремня: клиновый ремень нормального сечения А с высотой h =8 и  

      площадью сечения А = 138 мм²

 

Определяю скорость ремня:

         

V = ω_1рем х d1/2000  = 6,85 м/с

             

Определяю диаметр ведомого шкива

         

d₂ = i_рем  х d₁ = 3 х 90 = 270 мм

 

          Принимаю стандартное значение ведомого шкива:d₂ = 270 мм

        

  Определяю ориентировочное межосевое расстояние

         

          α =0,55 х (d₂+d₁) + h = 0,55(90+270) + 8 = 206 мм                             

          

          Определяю расчетную длину ремня

  

          L = 2α + (d₂+d₁) х π/2 + (d₂+d₁)²/4α = 2 х 206 + (90+270)х 3,14/2

 

+ (270-90)²/4 х 206 =1016,5 мм                                                                 

                                                                          

Принимаю  стандартное  значение длины ремня  L = 1120мм

 

Определяю  частоту  пробегов ремня

 

u = ν / ℓ ≤  [u] = 30 c^-1

                                                                                                                                 

u = 6,85 / 1,12= 6 < 30

 

Условие проверки  выполняется, частота пробегов ремня

 

удовлетворительная.

 

Определяю  фактическое  межосевое расстояние

 

α=(2 х L ­ π х (d₂+d₁) + [2 х L- π(d2 - d1)² ]-8(d2-d1)² /8 = (2 х 1120 – 3,14 х (270 + 90 ) + [2 х 1120-3,14(270-90)²]-8(270-90)²/8 = 338 мм

Вычисляю  угол обхвата ремнем малого шкива

α = 180⁰ - 60⁰ х (d₂- d₁) / α = 180⁰ - 60⁰ х (270-90)/338 =148⁰                        

Полученное  значение проверяю по условию:

  α > 130⁰           148⁰ > 130⁰

Условие выполняется, угол обхвата  ремнем  малого шкива 

           удовлетворительный

Принимаю  допускаемую  мощность, передаваемую одним ремнем

[P]= 1.39 кВт.

Определяю допускаемую мощность, передаваемую одним ремнем в реальных  условиях:

 

[P_n ]═[P] х C_α х C_ℓ х C_р х C_Ζ

 

где C_α = 0,87 – коэффициент, учитывающий угол  обхвата шкива.

 

С_ℓ =0,90-коэффициент, учитывающий влияние на                                               долговечность    

               ремня отклонения расчетной длины от базовой длины ремня;

 

      С_р=1-коэффициент, учитывающий динамичность нагрузки и

                режим работы

 

      С_Ζ = 0.90 – коэффициент, учитывающий число ремней в комплекте

      клиноременной передачи

Тогда

[P_n] ═ 1.39 х 0.87 х 0.90 х 1 х 0.90 = 0.98 кВт

Определяю  число ремней в передаче

Z = P/[P_n] ═ 6/ 0,98 = 6,12                                                                         

Принимаю  число ремней Z = 7 _шт.        

 

Определяю  силу предварительного натяжения  ремней

       Ғ₀ =0.85 х P х С_ℓ / V х C_α х С_р = 0.85 х 6 х 0.90/6,85 х 0.87 х 1 = 766 Н   

Определяю силу, действующую на валы

Ғв = 2 х Ғ₀ х ѕіn (ά / 2 ) = 2 х 766 х ѕіn 74⁰ = 1471 Н                              

 

Определяю  ширину шкивов

В ═ (Z – 1) х t + 2 х l                                                                                         

где t = 15 мм -  расстояние между центрами клиновых канавок шкива

                 l = 10 мм -  расстояние между внешней поверхностью шкива и

          центром клиновой  канавки

          Тогда  В = (7 – 1 ) х 15 + 2 х 10 = 110 мм

         

 

                                                

                                                        
                     2.2. Расчет червячной передачи

 

                 Выбор материала для изготовления  червячной пары.

        

         Для червяка принимаю сталь 40Х с термообработкой, улучшение заготовки до твердости 269…302 НВ и закалка до твердости поверхности витков 45…50 НRCэ

Для выбора материала червячного колеса определяю ожидаемую скорость скольжения U₅

         Vs ≈ 5 х 10 ³ х ω_1ред х М2ред  = 5 х 10 ³ х 50,7 х 2174=3,3 м/с

       

Принимаю для червячного колеса, сравнительно дешевую бронзу  

         БрА9Ж3Л, отливки в кокиль, σт = 195н/мм² и σв = 490н\мм²

        

Определяю допустимые значения напряжений для  материала венца колеса:

         Допускаемое контактное напряжение  [σ]н

 

         [σ]н = (300 -Vs х 25) = 300 – 3,3 х 25 = 217,5 н/мм²

        

          Допускаемое напряжение на изгибе N

         N = 573 х ω_2ред х L х h = 573 х 3,15 х 12000 = 22 х 10⁶

 

         Определяю коэффициент долговечности:

Кғι =  10⁶/ N =  10⁶/ 22 х 10⁶ =0,71

 

         Тогда    [σ]ғ = 0,16 х σв х Кғι = 0.16 х 490 х 0,71 = 55,7 Н/мм²

        

 Определяю межосевое расстояние передачи из условия      контактной прочности

           α_ω = 61х  М2ред х10³/ 217,5² = 219,6 мм

  Принимаю стандартное значение  α_ω = 200 мм

        

         Определяю число витков червяка Z₁ и число зубьев колеса Z₂

         При ί _ред  = 16,1 принимаем Z₁ = 2

        

         Тогда Z₂ = Z₁ х ί _ред  = 2 х116,1 = 32

Нахожу  модуль зацепления

 

          m =1.5 х α_ω / Z₂ = 1.5 х 200/32 = 9,3 мм

        

Принимаю стандартное значение m=10 мм

        

Принимаю  коэффициент диаметра червяка q = 8

 

Определяю основные геометрические размеры червяка  и венца  

         колеса:

        

          Делительный диаметр червяка

         d₁ = g х m = 10 х 8 = 80 мм

        

          Диаметр вершин витков

         d_α1 = d₁ + 2 х m = 80 + 2 х 10 =100 мм

                                                                   

           Диаметр впадин витков                                                    

            d_f1 = d₁ – 2.4 х m = 80 – 2.4 х 10 = 56 мм

 

Длина нарезанной части червяка

b₁ ≥ ( 12.5 + 0.09 х Ζ₂  ) х m = (12.5 + 0.09 х 32) х 10 = 188,8 мм

 

Делительный  угол подъема

           tgΨ = Ζ₁/g= 2/14 = 0.14                 Ψ = 8˚

 

Делительный диаметр колеса

d₂ = m х Ζ₂ = 10 х 32 = 320мм

 

          Диаметр вершин зубьев

          d_α2= d2 х2m = 320 + 2 х 10 = 340 мм

        

           Наибольший диаметр колеса

          d_αм2  ≤ d₂ + 6 х m / (Z₁+2) = 320 + 6 х 10 / (2+2) = 335 мм

        

           Ширина венца червячного колеса

          b₂ = 0.75 х d_α1 = 0.75 х 100 = 75 мм

         

Определяю фактическую скорость скольжения

Vф = ί_ред х ω_2ред х d₁/ 2 х cosΨ = 16,1 х 3.15 х 0.18/2cos8˚ =4,6м/с

 

Определяю  КПД передачи

При Vф  = 4,6 м/с принимаю φ = 1˚30΄

ή = tg φ / tg(Ψ + φ) = tg 8˚ / tg(8˚ + 1˚30΄) =0, 875

 

Определяю силы в червячном зацеплении: окружная сила на колесе и осевая на червяке

F_t2 = F_α2 = 2 х М_2ред /d₂ = 2 х 2174 ∙ 10³/320 = 13587 Н

Окружная  сила на червяке и осевая на колесе

F_t2 = F_a2 = F_t2 х Z₁ / q х ή = 13587 х 2/14 х 0,875 = 2218 Н

Радиальная  сила на червяке и на колесе

F_r1 = F_r2 = F_t2 х  tg_ά = 13587 х 0,36 = 4891 Н

 

Проверка  зубьев колеса по контактным напряжениям.

             Расчетная скорость скольжения V_ф = 4,6 отличается от предварительно принятой, поэтому уточняю [σ]_н

 

[σ]_н = (300 - 25 хVф ) = 300 – 25 х 4,6 = 288,5 Н/мм²

Определяю расчетное контактное напряжение в  зацеплении

σ_н = 340 х  F_t2 /k = 170 н/мм²

Контактная  прочность зубьев обеспечивается.

Проверка зубьев колеса по напряжениям изгиба

Определяю эквивалентное  число зубьев колеса

Z₄ = Z₂/cos³ ψ = 32/cos³8˚ = 33

Принимаю  коэффициент формы зуба Y_F = 1,39

Определяю напряжение изгиба

σ_F = 0,7 х Y_F2 х Ft₂ х k / b₂ х m = 0,7 х 1,71 х 13587 х 1/ 78,1 х 10 = 20,8 Н/мм² <[σ]_F 55,7 Н/мм²

Прочность зубьев на изгиб обеспечивается.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

                                 

 

 

 

 

 

 

 

2.3. Предварительный расчет валов редуктора и конструирование червяка и червячного колеса

Определяю крутящие моменты в поперечных сечениях вала

ведомого:

М_2ред = 2174 Hм

ведущего:

М_1ред = 142 Нм

Определяю диаметр выходного конца вала

d_В1 = 140 х М_1ред =  140 х 142 = 27,1мм

Принимаем d_В1 = 30 мм

Определяю диаметр вала под подшипники

d_П1 = d_В1 + 5 = 30 + 5 =35 мм

Расстояние  между опорами червяка принимаем

ℓ₁ = d_ат2 = 335 мм

 

Ведомый вал

Определяю диаметр выходного конца вала

d_В2 = 100 х М_2ред =  100 х 2174 = 60 мм

Принимаем диаметр выходного конца вала:  d_В2 = 60 мм

Определяю диаметр подшипниковых шеек