Привод к ленточному конвейеру

Федеральное агентство по образованию РФ

Орский нефтяной техникум

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

Привод к ленточному

конвейеру

 

ОНТО.15041102.М145 ПЗ                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                                        

 

 

 

 

 

 

                Руководитель                                           А.А. Фролков

 

 

                Разработал                                             Вавилов К.Ю.

 

 

 

 

 

 

 

2008

 

Содержание

 

1      Пояснительная  записка

        Введение

1.1   Описание привода

1.2   Кинетический и силовой расчёт привода

2      Расчётная  часть проекта

2.1   Расчёт ременной  передачи

2.2   Расчёт конической  передачи

2.3   Предварительный  расчёт валов

2.4   Конструктивные  размеры шестерни и зубчатого  колеса

2.5   Конструктивные  размеры корпуса редуктора

2.6   Первый этап  эскизной компоновки

2.7   Проверка подшипников  на долговечность 

2.8   Подбор  шпонок  и расчёт шпоночных соединений

2.9   Второй этап  эскизной компоновки

2.10 Проверочный расчёт  валов

2.11 Посадки деталей  редуктора

2.12 Смазка зацепления и подшипников

2.13 Сборка редуктора

        Список использованных источников

 

          1.1 Описание привода 

р₃ = 2,7 квт

n₃ = 95 об/мин

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Привод состоит из электродвигателя (м), ременной передачи, состоящий из ведомого и ведущего шкивов. Назначение промежуточной передачи является уменьшение частоты вращения и увеличение вращающего момента. 

 

1.2 Кинематический и силовой  расчет привода 

Потребительская мощность электродвигателя

,    (1.1)

где - КПД учитывающий потери в приводе

,  (1.2)

- КПД, учитывающий потери  мощности в зацеплении;

- КПД, учитывающий потери  мощности в ременной                передачи;

- КПД, учитывающий потери  мощности водной паре подшипников.

Принимаем двигатель типа 4А112МВ6У3

кВт

об/мин

Передаточное отношение привода 

,    (1.3)

Принимаем

Тогда

,  (1.4)

Частота вращения валов привода

об/мин (1.5)

 об/мин

, (1.6)

 об/мин

,   (1.7)

,  (1.8)

 рад/с

,   (1.9)

 рад/с

,  (1.10)

 рад/с                   

Моменты на валах привода 

, (1.11)

Н∙м

, (1.12)

 Н∙м

, (1.13)

  Н∙м

 

          2    Расчетная часть

2.1 Расчёт ремённой  передачи

По полученным данным кинематического  и силового расчёта выписы-ваем следующие  данные

М _1ред =  40,23 Н∙м

ω _1цеп =   39,77 рад/с

ω _2цеп =  9,94 рад/с

i _цеп =   4

Расчетное значение шага t, мм

(2.1)  

где M_1цеп  - вращающий момент на валу меньшей звездочки                                            

M_1цеп = 96,55 Н·м

z₁ – число зубьев малой звездочки, выбирают в зависимости

z₁ = 29 - 2· i _цеп = 29 - 8 =  21 (2.2)

принимаем z₁ = 22

Число зубьев ведомой  звездочки  z₂

z₂ = i _цеп · z₁ (2.3)

z₂ = 22 · 4 = 88

принимаем z₂ = 88

К_э – коэффициент эксплуатации

К_э = К · К_a · К_c · К_v · К_р · К_рес, (2.4)

где К – коэффициент, учитывающий  характерные нагрузки

К = 1, при спокойной нагрузке

где К_a – коэффициент, учитывающий влияние межосевого расстояния

К_a = 1

К_c – коэффициент вида смазывания

К_v – коэффициент наклона линии центров звездочки к горизонту

К_р – коэффициент режима работы

К_рес – коэффициент способа регулирования натяжения цепи

К_э = 1 · 1,05 · 1 · 0,8 · 1 · 1 = 0,84

[P] – допускаемое среднее Р, в шарнире звена, МПа

Принимаем [P] = 22 МПа

K_z = 1 + 0,01 · (z₁ – 17) = 1,05                                            (2.5)

мм

полученное значение t округляем до ближайшего стандартного.

Принимаем t =25,4

Табл.4 – Цепь приводная роликовая  однорядная нормальной серии типа ПР ГОСТ 13568-75

обозначение	t, мм	Ввн, мм	d1, мм	h1, мм	Sоп, мм	Qразр, мм	q, кг/м
ПР-25,4-5670	25,4	15,88	15,88	24,2	180	56700	2,6

 

Для уменьшения динамической нагрузки на цепь и звездочки в открытых передачах ограничивают скорость цепи ≤ 7 м/с, чтобы частота вращения ведущей  звездочки не превышала рекомендованные  значения скорости, м/с

, м/c (2.6)

м/с

Ориентировочное значение межосевого расстояния

                  (2.7)

α = 40 · 25,4 = 1016 мм

т.к. холостая ветвь цепи должна свободно провисать на величину f = 0,01a, то при монтаже цепной передачи предусматривается возможность уменьшения а, т.е. значение монтажного межосевого расстояния уменьшается на 0,2…0,4

Окружная сила F, H на звездочке = тяговой F на ведущей ветви

=1,18кН (2.8)

Приближенная нагрузка на валы и  опоры Q, H

Q = 1,15 · F = 1,357 кН  (2.9)

Значение удельного Р (износостойкость) цепи Р, МПа

,  (2.10)

 

2.2 Расчет редукторной  передачи

Принимаем для колеса и шестерни сталь 40ХН. Термообработка колеса -  улучшение, твердость 245 НВ. Термообработка шестерни - улучшение, твердость  270 НВ.

Допускаемые контактные напряжения

Шестерня 

,   (2.11)

где = 50,5

- коэффициент долговечности, при длительности эксплуатации;

- коэффициент запаса прочности. 

Тогда

 н/мм²  (2.12)

Тогда

, (2.13)

Принимаем коэффициент нагрузки при консольном расположении шестерни

 

 Принимаем коэффициент ширины  венца по отношению к внешнему  конусному расстоянию 

,

Внешний делительный диаметр колеса

 

,   (2.14)

  мм

          Принимаем  по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное  значение мм

β = 35°

Ширина зубчатого венца  шестерни и колеса

 (2.15)

 

мм

принимаем b = 18 мм

Внешний окружной модуль

                                     (2.16)

мм

Принимаем число зубьев колеса

     (2.17)

мм

Число зубьев шестерни

                                             ,                                          (2.18)

                                                              мм

Фактическое передаточное число

     (2.19)

Углы делительных конусов

, (2.20)

Тогда

, (2.21)

По табл. 11.1 выбираем коэффициенты смещения режущего инструмента для  шестерни x_n1 = + 0,43, для колеса x_n2 = - 0,43

Делительные диаметры шестерни и колеса

, (2.22) 

 мм

,

 мм

Средний делительный диаметр колеса

,   (2.23)

 мм

Внешние диаметры вершин шестерни и  колеса 

,  (2.24)

 мм

,  (2.25)

 мм

Внешнее конусное расстояние

, (2.26)

 мм

Пригодность размера ширины зубчатого венца b согласно условию из табл. 11.2

,  (2.27)

мм

условие выполняется  

Пригодность заготовки шестерни и  колеса

Диаметр заготовки шестерни

, (2.28)

Толщина сечения заготовки колеса

,

Средняя окружная скорость колес

, (2.29)

 м/с

 

Принимаем степень точности 8, υ = 4 м/с

Силы, действующие в зацеплении

Окружная на колесе и  шестерне

, (2.30)

Радиальная для шестерни равна  осевой для колеса

, (2.31)

Осевая для шестерни равна радиальной для колеса

, (2.32)

Проверка контактных напряжений

Коэффициенты динамических нагрузок K_Hυ = 1,1; K_Fυ = 1,2

,  (2.33)

МПа

Проверяем зубья на выносливость по напряжениям изгиба

Эквивалентные числа зубьев у шестерни и колеса

, (2.34)

, (2.35)

При этом и

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

, (2.36)

, (2.37)

условия прочности соблюдаются  
          2.3 Предварительный расчет валов редуктора

Диаметры выходных концов валов

Ведущий вал

Из условий прочности  на кручение определяем диаметр выходного  конца вала

, (2.38)

 мм

Принимаем мм

Диаметр вала под подшипником

, (2.39)

 мм

Принимаем подшипники легкой серии, роликовые  конические однорядные

Ведомый вал 

Из условий прочности  на кручение определяем диаметр выходного  конца вала

, (2.40)

 мм

 

Принимаем мм

Диаметр вала под подшипником 

, (2.41)

 мм

Принимаем подшипники легкой серии, роликовые конические однорядные

Обозначение подшипников	d	D	T		B	C1	r	R1	Динам. грузопод. C1 ,кН	Y	e	Стат. грузопод. C0 ,кН	Yo
			max	min
Быстроходный вал 7205	25	52	16,5	16	15	13	1,5	0,5	23,4	1,666	0,36	17,6	0,916
Тихоходный вал 7207	35	72	18,5	18	17	15	2,0	0,8	34,5	1,624	0,389	25,8	0,893