Привод ленточного конвеере

    ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

    ГОСУДАРСТВЕННОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО  ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

    ТЮМЕСКИЙ  ГОСУДАРСТВЕННЫЙ НЕФТЕГАЗОВЫЙ УНИВЕРСИТЕТ (ТюмГНГУ)

    ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Кафедра: «Детали машин» 
 
 
 
 
 

    ПРИВОД  ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА.

    Пояснительная записка к курсовому проекту 

    КП.ДМ.02.05.00.00.ПЗ. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Выполнил: Студент группы ТМ 03-1

    Анишин  Е.И.

    Проверил: Пяльченков В.А. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

    Тюмень,2006г 
 

    Содержание 

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет 3
2. Расчет зубчатых колес редуктора 5
3. Предварительный расчет валов редуктора 12
4. Конструктивные размеры зубчатых колес 13
5. Конструктивные размеры корпуса редуктора 14
6. Проверка долговечности подшипников 15
7. Проверка прочности шпоночных соединений 17
8. Уточненный расчет валов 18
9. Выбор посадок 20
10. Выбор сорта масла 21
11. Список литературы 22
12. Приложение 23

 

 

     

    I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

    По [1, табл.1.1.] примем:

    КПД пары цилиндрических зубчатых колес  КПД пары конической передачи КПД, учитывающий потери в муфтах,

    Общий КПД привода

    

    Окружное  усилие на барабане кН; окружная скорость барабана ;диаметр барабана мм.

    Мощность  на валу барабана кВт.

    Требуемая мощность электродвигателя

      кВт.

    Угловая скорость барабана рад/с.

    Частота вращения барабана

      об/мин

    Требуемую частоту вращения вала электродвигателя вычислим, подставляя в формулу для  среднее значение передаточных чисел из рекомендуемого диапазона для двух зубчатых передач [2, табл. 1.2.]

      об/мин.

    Далее по [3, табл. П.1.] (см. приложение) подбираем  электродвигатель с мощностью  кВт, и с частотой вращения об/мин, ротора ближайшими к кВт и об/мин.

    Выбираем  электродвигатель трехфазный короткозамкнутый серии 4А, закрытый, обдуваемый, с синхронной частотой вращения 1500 об/мин 4А 100 4L УЗ, с параметрами кВт и скольжением s=4,7% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения об/мин, а угловая скорость рад/с.

    Найдем  общее передаточное отношение:

    Передаточные  числа  быстроходной и тихоходной ступеней двухступенчатых редукторов определяют по соотношениям [2, табл. 1.3.]:

 

     

    

    

    Для редуктора по ГОСТ 2185-66 принимаем  и

    Получаем 

    Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

    Находим вращающие моменты каждого из валов:

      

      

      

 

     

    II. Расчет зубчатых колес редуктора

    1. Расчет конической быстроходной  зубчатой пары.

    Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками  [3, табл. 3.3.]: для  шестерни сталь 40Х, термическая обработка  – улучшение, твердость НВ 270; для колеса – сталь 40Х, термическая обработка – улучшение, но твердость на 25 единиц ниже – НВ 245.

    Допускаемые контактные напряжения

    

    где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

    По [3, табл. 3.2.] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее НВ 350 и термической обработкой (улучшением) имеем:

     – коэффициент долговечности; при  числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают  коэффициент безопасности

      МПа;

    Коэффициент в случае консольного расположение колес относительно опор принимаем предварительно по [3, табл. 3.1.] значение

    Принимаем коэффициент ширины венца  по ГОСТ 12289-76.

    Внешний делительный диаметр колеса

     мм,

    где , а передаточное число быстроходной ступени редуктора

    Принимаем  по ГОСТ 12289-76 мм.

    Причем  число зубьев шестерни , тогда число зубьев колеса внешний окружной модуль .

    Углы делительных конусов

       .

 

     

    Внешние конусное расстояние и ширина зуба:

      мм

      мм

    Принимаем мм и мм

    Внешний делительный диаметр шестерни мм;

    Средний делительный диаметр шестерни

      мм.

    Внешний диаметр шестерни и колеса (по вершинам зубьев):

      мм

      мм

    Средний окружной модуль

    Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру .

    Средняя окружная скорость

    При такой скорости для шевронных  колес следует принять 7-ю степень  точности.

    Проверка  зубьев на выносливость по контактным напряжениям. Для определения контактных напряжений определяем коэффициент нагрузки.

    

    Значения  даны в [3, табл. 3.5.]; при , твердости и консольном расположении колес относительно опор

    По [3, табл. 3.4.] при  м/с и 7-й степени точности

    По [3, табл. 3.6.] при  м/с,HB<350, имеем

    Таким образом,

    Проверка  контактных напряжений:

    

      МПа МПа, условие выполняется.

    Силы, действующие в зацеплении:

    окружная  Н;

    радиальная  для шестерни равна осевой для колеса Н; 
 

    осевая  для шестерни равна радиальной для  колеса Н.

    Проверяем зубья на выносливость по напряжениям  изгиба:

    

    Здесь коэффициент нагрузки

    По [3, табл. 3.7.] при  твердости и консольном расположении зубчатых колес относительно опор

    По [3, табл. 3.8.]

    Таким образом, коэффициент 

    – коэффициент, учитывающий форму зуба и зависящий от эквивалентного числа зубьев :

    у шестерни

    у колеса

      и 

    Определяем  допускаемое напряжение:

    

    По [3, табл. 3.9.] для стали 40Х улучшенной при твердости 

    Для шестерни МПа.

    Для колеса МПа.

     - коэффициент безопасности, где по [3, табл. 3.9.], (для поковок и штамповок). Следовательно,

    Допускаемые напряжения:

    для шестерни МПа;

    для колеса МПа.

    Находим отношения  для шестерни МПа; для колеса МПа.

    Дальнейший  расчет следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение  меньше.

      МПа МПа, условие прочности выполнено. 
 

    2. Расчет цилиндрической тиходной  зубчатой пары.

    Так как в задании нет особых требований в отношении габаритов передачи, выбираем материалы со средними механическими  характеристиками  [3, табл. 3.3.]: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 200.

    Допускаемые контактные напряжения: где – предел контактной выносливости при базовом числе циклов.

    По [3, табл. 3.2.] для углеродистых сталей с твердостью поверхностей зубьев менее  НВ 350 и термической обработкой (улучшением) имеем:

     – коэффициент долговечности; при числе циклов нагружения больше базового, что имеет место при длительной эксплуатации редуктора, принимают  коэффициент безопасности

    Для цилиндрических передач с прямыми  зубьями расчетное допускаемое контактное напряжение равно меньшему из допускаемых напряжений шестерни и колеса

    Для шестерни МПа.

    Для колеса МПа.

    Для косозубых колес расчетное допускаемое контактное напряжение

      МПа.

    Коэффициент в случае несимметричное расположение колес относительно опор принимаем предварительно по [3, табл. 3.1.] значение