Привод к скребковому конвееру

Содержание

Введение

1 Кинематический  расчет и выбор электродвигателя

2 Расчет механических передач

3 Проектировочный  расчет валов

4 Эскизная компоновка

5 Подбор и проверочный расчет шпонок

6 Расчет элементов  корпуса

7 Подбор и расчет  муфты

8 Расчетные схемы валов

9 Подбор подшипников  качения

10 Проверочный расчет валов на выносливость

11 Выбор типа  смазывания

12 Выбор посадок

13 Технико-экономическое  обоснование конструкций

14 Сборка редуктора

Список литературы 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение 

     Цель  проекта – проектирование привода  к скребковому конвейеру. Приводная  установка включает: двигатель, клиноременную  передачу, упругую муфту с торообразной оболочкой, ЦР с шевронными зубьями. Вращательное движение от электродвигателя по средствам ременной передачи сообщается ведущему валу редуктора, а затем через цилиндрическую передачу с шевронным зубом – на выходной вал редуктора. Далее через муфту передается на вал скребкового конвейера.

     Редуктор  – механизм представляющий совокупность зубчатых или червячных передач помещенных в корпус, который являются для них масляной ванной. Назначение редуктора – понижение угловых скоростей ведомых звеньев с одновременным повышением вращающих моментов.

     Муфта – устройство предназначенное для соединения валов между собой или валов с посаженными на них деталями и передачи вращающего момента без изменения величины и направления.

     Конвейер  – транспортирующие устройство для  перемещения грузов. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 
 
 

Привод  к скребковому конвейеру 
 

1 – двигатель; 2 – клиноременная передача; 3 – цилиндрический редуктор; 4 – упругая муфта с торообразной формой; 5 – ведущие звездочки конвейера; 6 – тяговая цепь. I, II, III, IV – валы, соответственно, - двигателя, быстроходный и тихоходный редуктора, рабочей машины

Таблица 1 – Исходные данные

 
 
 
 
 

     1 Кинематический расчет и выбор  электродвигателя 

     1.1Мощность  на выходном валу привода

Р₄ = F_tυ                                                  (1.1)

Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт

     1.2 Общий КПД привода 

η=η₁·η₂·η₃·η₄³          (1.2)

где, η₁ = 0,97 – КПД ременной передачи;

      η₂ = 0,98 – КПД зубчатой передачи;

      η₃ = 0,98 – КПД муфты;

       η₄ = 0,99 – КПД одной пары подшипников качения.

[1; с. 42]

Следовательно

          η = 0,97·0,98·0,98·0,99³ = 0,904

        1.3 Требуемая мощность электродвигателя

       Р_дв^тр = Р₄/η        (1.3)

Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт

     1.4 По таблице 24.9 [2; с. 417] принимаем  асинхронный электродвигатель АИР  112МА6, имеющий мощность Р_ном = 3 кВт, и частоту вращения n _дв = 950 мин^-1

     1.5 Частота вращения выходного вала привода

n₄=60·10³·υ/Р·z       (1.4)

n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1

     1.6 Общее передаточное число привода 

u= n₁ / n₄        (1.5)

где n₁ = n _дв = 950 мин^-1

      u =950/64,28=14,78

     1.7 Передаточные числа двух степеней  привода

Так как u= u₁ · u₂ ,то приняв стандартное значение передаточного числа редуктора  u₂=4, получим передаточное число ременной передачи

u₁ = u/ u₂        (1.6)

u₁= 14,78 /4 = 3,69

     1.8 Частота вращения валов привода

n₁= 950 мин^-1  ;      (1.7)

n₂= n₁/ u₁ =950/3,69=257,1 мин^-1  ;

n₃= n₂/ u₂ = 257,1 / 4 =64,28 мин^-1 ;

n₄= n₃ =64,28 мин^-1  

     1.9 Угловая скорость вращения валов  привода

ω₁=π n₁/30 = π·950/30=99,4 рад/с   ;     (1.8)

ω₂= ω₁/ u₁ =99,4/3,69=26,9 рад/с   ;

ω₃= ω₂/ u₂ =26,9 /4=6,73 рад/с ;

ω₄= ω₃=6,73 рад/с

Проверка: ω₄= π n₄/30=π·64,28/30=6,73 рад/с

     1.10 Мощность на валах привода

Р₁= Р_дв^тр =2,32 кВт;

Р₂= Р₁ · η₁ · η₄ =2,32·0,97·0,99=2,23 кВт;

Р₃= Р₂ · η₂· η₄ =2,16·0,98·0,99=2,16 кВт;

Р₄= Р₃ · η₃ · η₄ =2,16·0,98·0,99=2,1 кВт

     1.11 Вращающие моменты на валах  привода

Т = 9550Р/n        (1.9)

Т₁=9550 Р₁ / n₁=9550·2,32/950=23,35 Нм;

Т₂=9550 Р₂/ n₂=9550·2,23 /257,1=82,9 Нм;

Т₃=9550 Р₃/ n₃=9550·2,16 /64,28= 321,7 Нм;

Т₄=9550 Р₄/ n₄=9550·2,1/64,28=312,0 Нм

Проверка: Т₄= Т₁·u· η =23,35·14,78·0,904=312,0 Нм

     Результаты расчетов сводим в таблицу 1 

Таблица 1 – Кинематические и силовые параметры привода

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

     2 Расчет механических передач

     2.1 Расчет цилиндрической передачи  с шевронным зубом

     2.1.1 Выбор материала

Для изготовления шестерни и колеса принимаем наиболее распространенную сталь 45 с термообработкой-улучшение. По таблице 9.2 [3,с.170]выбираем: для шестерни твердость 269…302 НВ, σ_Т=650 МПа, при предполагаемом диаметре заготовки шестерни D≤650 мм; для колеса твердость 235..262 НВ2, σ_Т=540 МПа, при предполагаемой ширине заготовки колеса S≤80 мм. Из табличных данных выбираем примерно среднее значение твердости как наиболее вероятное. Принимаем: твердость шестерни 280 НВ₁; колеса – 260 НВ₂. При этом НВ₁ –НВ₂=280-250=40 – условие соблюдается.

     2.1.2 Допускаемые контактные напряжения

 σ_НР =σ_НО·z_Н·0,9/S_Н          (2.1)

где σ_но – предел контактной выносливости;

     σ_НО=2НВ+70                                                                    (2.2)

      σ_НО1=2НВ₁+70=2·280+70=630 МПа;

      σ_НО2=2НВ₂+70=2·250+70=570 МПа;

      z_Н=1- коэффициент долговечности (для длительных рабочих передач)

   S_Н=1,1 – коэффициент запаса прочности для улучшенных колёс,[3; с. 187]

      σ_НР1=630·1·0,9/1,1=516 МПа

      σ_НР2=570·1·0,9/1,1=466 МПа

     σ_НР=0,45(σ_нр1+ σ_нр2)≥ σ_нрmin     (2.3)    

     σ_НР=0,45(516+466) = 442 МПа – условие не выполняется

Принимаем σ_НР=466 МПа

     2.1.3 Допускаемые напряжения изгиба

σ_FР=σ_FО ·Υ_N/ S_F                          (2.4)

где σ_FО - предел изгибной выносливости соответствующий базовому числу циклов напряжений

      σ_FО= 1,8НВ        (2.5)

      σ_FО1= 1,8НВ₁=1,8·280=504 МПа;

      σ_FО2= 1,8НВ₂=1,8·250=450 МПа;

      Υ_N =1 – коэффициент долговечности [3; с.194];

      S_F =1,75 – коэффициент запаса прочности [3; с.194];

      σ_FР1=504·1/1,75=288 МПа;

     σ_FР2 =450·1/1,75=257 Мпа

     2.1.4 Расчетные коэффициенты

Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192]

     2.1.5 Межосевое расстояние передачи 

        (2.6) 

 

Принимаем стандартное  значение α_W=140 мм [3; с.171]

     2.1.6 Ширина зубчатого венца

b₂= Ψ_ba· α_W                                      (2.7)

b₂=0,4·140=56 мм

2.1.7 Нормальный  модуль зубьев

m_n= (0,01…0,02) α_W                            (2.8)

m_n= (0,01…0,02) 140 = 1,2…2,8 мм

Принимаем стандартное  значение m_n= 2 мм [3; с.157]

     2.1.8 Принимаем минимальный угол наклона  зубьев β_min=25º и определяем суммарное число зубьев

z_∑ = (2 α_W · cosβ_min)/ m_n       (2.9)

z_∑ = (2·140· cos25º)2=126,2

Принимаем z_∑ = 126

     2.1.9 Фактический угол наклона зубьев

cosβ= m_n z_∑/2 α_W          (2.10)

cosβ=2·126/2·140=0,9;β=25º49´

     2.1.10 Число зубьев шестерни и колеса

z₁= z_∑/(u+1)         (2.11)

z₁=126/(4+1)=25

z₂= z_∑ - z₁

z₂=126-25=101

     2.1.11 Фактическое передаточное число

u_ф= z₂/ z₁         (2.12)

u_ф=101/25=4,04;∆u=(u - u_ф )/u·100%≤4%

∆u=(4-4,04)/4·100%=1%≤4%

     2.1.12 Основные геометрические размеры  передачи

d= m_n  z/ cosβ        (2.13)

d₁=2·25/cos25º49´=56мм;

d₂=2·68/ cos25º49´=224мм

Уточняем межосевое  расстояние

α_W =( d₁ + d₂ )/2 =140 мм      (2.14)

Диаметры окружностей  вершин зубьев шестерни и колеса:

d_а=d + 2 m_n         (2.15)