Привод к скребковому конвееру

     CoolReferat.com

     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 

     Мощность  на выходном валу привода 

     Р₄ = F_tυ  (1.1)

     Р₄ = 3,5· 0,6 = 2,1 кВт 

     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 

     Требуемая мощность электродвигателя 

     Р_дв^тр = Р₄/η  (1.3)

     Р_дв^тр = 2,1 /0,904=2,32 кВт 

     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

     Частота вращения выходного вала привода 

 

      n₄=60·10³·υ/Р·z  (1.4)

     n₄=60·10³·0,6/80·7=64,28 мин ^-1 

     Общее передаточное число привода  

     u= n₁ / n₄  (1.5) 

     где n₁ = n _дв = 950 мин^-1 

     u =950/64,28=14,78 

     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 

     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  

     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 

     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 

     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 

     Расчет  цилиндрической передачи с шевронным  зубом

     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.

     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

     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 

     Расчетные коэффициенты 

     Ψ_ba=0,4 [3; с.191];

     К_Нβ=1, по таблице 9.45 [3; с.192] 

     Межосевое расстояние передачи 

         (2.6)

       

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

     Ширина  зубчатого венца

 

      b₂= Ψ_ba· α_W   (2.7)

     b₂=0,4·140=56 мм 

     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]

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