Xreferat.com » Рефераты по промышленности и производству » Проектирование привода конвейера

Проектирование привода конвейера

МОСКОВСКИЙ

ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ

ПУТЕЙ СООБЩЕНИЯ (МИИТ)


ИНСТИТУТ ТРАНСПОРТНОЙ ТЕХНИКИ

И ОРГАНИЗАЦИИ ПРОИЗВОДСТВА


Кафедра деталей машин


Курсовая работа

по дисциплине

Прикладная механика

Проектирование привода конвейера


Москва - 2008

Введение


Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера1.Техническое задание на проектирование

.

Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера


Пб

Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера 6

Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера

Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера 2

Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера

5

Тб


Проектирование привода конвейера

Проектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейераПроектирование привода конвейера Х

4


3

- зубчатый редуктор;

- ведомый шкив;

– Электродвигатель;

– ведущий шкив;

– ремни;

– барабан конвеера


Исходные данные:


nб=100 об/мин

Тб=500 н.м.

число полюсов 4

α=20 тыс.ч.

число смен в сутки 1

кmax=1,6

Расчеты. Энергетический и кинематический расчеты привода


1.1 Выбор электродвигателя. Электродвигатель серии 4А асинхронный с короткозамкнутым ротором


Определяем мощность на валу барабана конвейера


Рб = Тб nб / 9550 – мощность [кВт]

Рб = 500*100 / 9550 = 1,67


Требуемая мощность электродвигателя. (Из-за потерь в подшипнике).


Рэ = Рб / ŋ – в зубчатом колесе и в ременной передаче,


где ŋ – общее КПД привода


ŋ = ŋІп ŋр ŋз,


где

ŋІп - КПД подшипниковой передачи

ŋр – КПД ременной передачи

ŋз – КПД зубчатой передачи

Из табл. П1 с.64 [1]


Выбираем: ŋп = 0,99; ŋр = 0,94; ŋз = 0,96

ŋ = (0,99)І * 0,94 * 0,96 = 0,89

Рэ = 1,67 / 0,89 = 1,87


Из табл. П2 с.65 [1]

Выбираем стандартную мощность электродвигателя с условием

Рґэ ≥ ґРэ

Рэ = 2.2 кВт


Т.к. частота вращения nс = 1500 об/мин; число полюсов 4 и S% = 5,1, то

По табл. П2 с.65 [1] выбираем условное обозначение электродвигателя

4А132S5


1.2 Кинематический расчет привода


Определяем асинхронную частоту вращения.


nq = nc (1 – (S% / 100))

nq = 1500(1-(5.1 / 100)) = 1423


Определяем общее передаточное число привода.


U = nq /nб

U = 1423/160 = 8.9

U = Uз * Uр,


где Uз – передаточное число зубчатой передачи; Uр - передаточное число ременной передачи По табл. П1 с.64 [1] выбираем передаточное число для зубчатой и ременной передач.


Uз = 3,5, а Uр = U/Uз = 8,9/3,5 = 2,5


Определяем частоты вращения валов зубчатого редуктора.

Ведущий вал n1 = nq / np

Ведомый вал n2 = n1 / Uз

n1 = 1423/2.5 = 569

n2 = 569/3.5 = 160


Определяем крутящие моменты на валах привода.

Ведомый вал Т2 = Тб


Т2 = 160


Ведущий вал Т1 = Т2 / Uз*ŋп*ŋз


Т1 = 160 / 3,5*0,99*0,96 = 160 / 3,34 = 50


Вал электродвигателя Тэ = Т1 / Up*ŋп*ŋз


Тэ = 50 / 3,5*0,99*0,96 = 50 / 2,4 = 21

2. Расчет ременной передачи


2.1 Определяем максимальный расчетный момент на ведущем шкиве


Трmax = Тэ [0,5(кд+1)+креж], где


креж – коэффициент режима работы, определяется по табл. П6 с.67 [1], в зависимости от числа смен.

кд = 2; креж = 1


Тmax = 21[0,5(2+1)+1] = 53


По табл. П5 с.66 [1]

Так как 15нм < Трmax < 60нм

lo = 1700мм

m = 0,105 кг/м

a = 90 min


По табл. П7 с.68 [1] назначаем диаметр ведущего шкива


dз = 140 мм


Диаметр ведомого шкива


d4 = d3 * Uз * 0,985

d4 = 140 * 2,5 * 0,985 = 345мм


Согласовываем d4 с R 40 по табл. П4 с.66 [1]

d4 = 355 мм


Определяем минимальное межцентровое расстояние


amin ≈ d4

amin ≈ 355мм


Определяем необходимую минимальную длину ремня


lmin = 2 amin + [π(dз + d4)/2] + [(d4 – dз)І/4 amin]

lmin = 2 *355 + [3.14(495/2] + [(355 – 140)І/4 * 355] = 1521

Выбираем стандартный ремень по табл. П5 с.66 [1]

l > lmin

l = 1600 мм


Уточняем межцентровое расстояние


а = amin + 0,5(l - lmin)

a = 355 + 0.5(1600 – 1521) = 394 мм


Определяем угол обхвата ведущего шкива


αз = π – [d4 – dз / a]

αз = 3.14 – [355 – 140 / 394] = 2.6 рад


Определяем линейную скорость ремня


V = π * d4 * n1 / 60 * 1000

V = 3.14 * 355 1423 / 60000 = 10.4 м/с

Определяем число пробега ремня


γ = 10і*V / l

γ = 10і * 10.4 / 1600 = 6.5


Определяем требуемое число ремней


z ≥ Pэ [a5(kд + 1) + kреж] / Ро*Ср*Сl*Cα*Cz , где


Ро – мощность передаваемая одним ремнем, определяется по табл. П7 с.68 [1] в зависимости от диаметра ведущего шкива dз и линейной скорости V;

Ср. – коэффициент нагрузки определяется по табл. П6 с.67 [1] в зависимости от кmax;

Сl – коэффициент учитывающий длину ремня

Сl = 0,3 * (l/lo) + 0.7

Cα – коэффициент учитывающий угол обхвата ведущего шкива

Cα = 1 – 0,15 (π – αз)

Cz – коэффициент учитывающий число ремней с.8 [1]

Ро = 291

Ср = 0,75


Сl = 0,3*(1600/1700) + 0,7 = 1


Cα = 0,95


z ≥ 1.8[0.5(2 + 1) + 1] / 2.01*0.9*1*0.95 = 3


z ≥ 3

z = 3

Cz = 0.95


Определяем полную, передаваемую окружную силу


Ft = 2000*Tэ / d3

Ft = 2000*21 / 140 = 300 Н


Определяем силу предварительного натяжения


Fo = 0.78*Ft / z*Cα*Cp + qm*VІ, где


qm – масса единицы ремня, определяется по табл. П5 с.66 [1].


Т.к. V < 10, то qm*VІ не учитывается.

Fo = 0.78*300 / 3*095*0.75 = 106 Н


Сила давления на валы


Fв = 2 Fo z sin (α3/2)

Fв = 2*106*3*sin (75) = 614 H

3. Расчет зубчатой передачи


3.1 Выбор материалов и допускаемых напряжений


Тб = 160 - улучшение

По табл. П 13 с.72 [1], выбираем для изготовления зубчатых колес сталь.

Сталь 40Х

Назначаем твердость по табл. П 13 с.72 [1]

HB=340


Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса.


σн1 = (σнlimb1*kнσ1) / Sн

σн2 = (σнlimb2*kнσ1) / Sн, где

Sн – коэффициент запаса, определяется по табл. П 13 с.72 [1]

Sн = 1.1


σнlimb – базовый предел контактной выносливости, определяется по табл. П13 с.72 [1]


σнlimb1(2) = 750мпа

σн1(2) = 612мпа

kнσ1(2) = 6√Nно1(2) / Nнe1(2), где

Nно – базовое число циклов, определяется по рис. 4.1а с.13 [1] в зависимости от твердости.

Nнe – практическое число циклов


Nнe1(2) = 60*n1(2)*10і*L(kіmax*lmax + kі1*l1 + kі2*l2 + kі3*l3), где

L – срок службы редуктора

lmax = 0,005

k1 = 1; k2 = 0.6; k3 = 0.4

l1 = 0.4; l2 = 0.2; l3 = 0.3


Nнe1 = 60*569*10і*20*(2і0.005 + 1і*0.4 + 0.6і*0.2 + 0.4і*0.3) = 340000000

ki = Ti / Tн

Т.к. Nнe1(2) > Nно1(2) , то kнσ1(2) = 1


Определяем допускаемое расчетное контактное напряжение.


[σ]н = (σн1 + σн2)*0,45

[σ]н = (682+682)*0,45 = 584


Определяем допускаемые напряжения изгиба


[σ]f1 = σf*limb1*kfl1 / Sf [σ]f1 = 682*1 / 1.55 = 350

[σ]f2 = σf*limb2*kfl2 / Sf [σ]f2 = 682*1 / 1.55 = 359


3.2 Проектный расчет зубчатых передач


Определяем межцентровое расстояние из условия контактной прочности рабочей поверхности зубъев.


aw ≥ 430*(Uз + 1) 3√ T2*kнβ / [σ]Ін*ψва*UІз,где


kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зубьев;

kнβ = 1,05ч1,15;

ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса;

ψва = 0,1ч0,6


aw ≥ 430*(3,5 + 1) 3√ 160*1,15 / (682)І*0,5*3,5І = 112


Значение aw выбираем из ряда:


90; 100; 112; 125; 140; 160; 180.

аw = 112мм


Определяем модуль зацепления

m = 2мм так как улучшение по ряду на с.16


Определяем суммарное число зубьев шестерни и колеса.


zΣ = 2*aw*cosβ’ / m, где

cosβ’ = 0,96ч0,98

cosβ’ = 0,98

zΣ = 2*112*0,98 / 2 = 110


Уточняем угол наклона зубьев.


cosβ = m* zΣ / 2aw

cosβ = 2*110 / 2*112= 0,982

β° = arcos(cosβ)

β° = 10.9°


Находим число зубьев шестерни:


z1 = zΣ / (Uз + 1)

z1 = 110/ (3,5 + 1) = 24.45


Полученное число округляем до ближайшего целого z1≈25

z2 = zΣ - z1

z2 = 110 – 25 = 85


Уточняем передаточное число:


U’з = z2 / z1

U’з = 85 / 25 = 3,4


Погрешность составляет:


δ = (Uз - U’з) / Uз * 100%

δ = (3.5 – 3.5) / 3.5 *100% = 2.86%


Определяем начальные диаметры зубчатых колес:


dw1 = m*z1 / cosβ

dw1 = 2*25/0.98 = 50

dw2 = m* z2 / cosβ

dw2 = 2*85/0.98 =174


Проверка:


аw = (dw1 + dw2) / 2

аw = (50 + 174) / 2 = 112 (верно)


Определяем диаметры окружностей выступов колес:

da1 = dw1 + 2m(1 + x1)

da1 = 50 + 2*2*(1) = 54

da2 = dw2 + 2m(1 + x2)

da2 = 174 + 2*2*(1) = 178


Определяем диаметры окружностей впадин колес:


df1 = dw1 - m(2.5 - 2x1)

df1 = 50 – 2*(2.5) = 45

df2 = dw2 - m(2.5 - 2x2)

df1 = 178 – 2*(2.5) = 173


Определяем ширину зубчатых колес:


B1 ≥ ψbа*аw

B1 ≥ 0.5*112 = 56

B2=B1+(4-6)=56+4=60


Определим линейную скорость колес:


V = (π* dw1*n1) / (60*1000)

V = (3.14*50*569 / 60000 = 1.5 [м/с]


По табл. П 14 с. 73 [1], назначаем степень точности изготовления колес – 8


Определяем силы в зацеплении

окружные силы


Ft = - Ft = (2000*T1) / dw1

Ft = - Ft = (2000*50) / 50 = 2000 [H]

радиальные силы


Fr = - Fr1 = Ft*tgα / cosβ

Fr = - Fr1 = 2000*0.363 / 0.98 = 739 [H]

Fr1 = 6330.8 [H]


осевые силы


Fa1 = - Fa2 = Ft*tgβ

Fa1 = - Fa2 = 2000*tg11° = 383 [H]


3.3 Проверочные расчеты зубчатой передачи


3.3.1 Определяем фактических контактных напряжений


σн = zм*zн*zε*√[(2000*T1*kнβ*kнv) / dІw2*b] * [(U’з + 1) / U’з] ≤ [σ]н


где zм – коэффициент, учитывающий механические свойства материала колес. Для стали zм = 275;

zн – коэффициент, учитывающий форму сопрягаемых эвольвент


zн = 1,76*√cosβ = 1.76


zε – коэффициент, учитывающий перекрытие

zε = √ 1 / εα, где εα – коэффициент торцевого перекрытия


εα = [1.88 – 3.2(1-x1/z1 + 1+x2/z2]*cosβ

εα = [1.88 – 3.2 (1/25 + 1/110]*0.98 = 1.73

zε = √1/1.73 = √0.76

kнβ – коэффициент неравномерного распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4.2а с.21 [1], в зависимости от коэффициента ширины колеса.

kнβ = 1,2

kнv – динамический коэффициент, определяется по табл. П16 с. 74 [1]

kнv = 1,01


σн = 275*1,76*0,76*√[(2000*50*1.09*1.01) / 50І*60] * [(3.4 + 1) / 3.4] = 371.3 < [σ]н


3.3.2 Определяем фактических напряжений изгиба

Определяем коэффициент формы зубьев шестерни и колес.

YF1 YF2 из рис.4.3 с.21 [1], в зависимости от эквивалентного числа зубьев колес.


zv1 = z1 / cosіβ = 25

zv2 = z2 / cosіβ = 85; => YF1 = 3.98 YF2 = 3.72


Фактическое напряжение изгиба для более слабого колеса


σF2 = Ft*YF2*kFβ*kFV*Yβ / b*m ≤ [σ]F2 = 483.9, где


kFβ – коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине зуба, определяется по рис. 4а с.20 [1]

kFβ = 1,15

kFV – определяется по табл. П 16 с. 74 [1]

kFV = 1, 1

Yβ – коэффициент наклона контактной линии


Yβ = 1 – (βє / 140) = 1 – (11 / 140) = 0.92

[σ]F1 = (2000*3,98*1,15*1, 1*0,92) / 56*2 = 100

[σ]F2 = 88

4. Конструирование основных деталей редуктора


4.1 Конструирование валов


4.1.1 Ведущий вал

Определяем диаметр хвостового вала из условия кручения.


db1 ≥ 10 3√ T1 / 0.2*[τ], где


τ – допускаемое напряжение кручения

[τ] = 18ч28

db1 = 22мм


Назначаем диаметр уплотнения


dy1 > db1

dy1 = 25

По табл. П 41 с. 94 [1], выбираем манжету резиновую армированную

D = 42; h = 10


Назначаем диаметр под подшипник

dп1 > dy1

По табл. П 20 с. 79 [1] выбираем шариковый радиально упорный подшипник легкой серии (по внутреннему диаметру)


dп1 = 30; D = 62; B = 16;


Назначаем диаметры буртов


dб1 = dп1 + 2r

dб1 = 40


4.1.2 Ведомый вал

По табл. П 17 с. 75 [1], выбираем соединительную муфту МУВП, в зависимости от крутящего момента на ведомом валу.


Т2 = 160

Тм ≥ Т2

Тм = 240


Назначаем диаметр хвостовика вала, db2 равен внутреннему диаметру муфты


db2 = 32мм


По табл. П 41 с. 91 [1], выбираем уплотнения, таким образом, чтобы:


d > db2

d = 52; D = 72; h = 12


Назначаем манжету резиновую армированную


d=35 D = 58 h = 10


Назначаем диаметр под подшипник


dп2 > dy2

dy2 = 35 D = 58 h = 10

dп2 = 40;

По табл. П 20 с. 79 [1], выбираем радиально упорный шарикоподшипник:


D = 80; B = 18


Определяем диаметр вала под зубчатым колесом


dk = dп2 + 2*r

dk = 40 + 2*3 = 46

dб2 = dk + 2ч4

dб2 = 50


4.2 Расчет шпоночных соединений


4.2.1 Шпонка ведущего вала

По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем габариты шпонки, в зависимости от диаметра хвостовика вала db1


Т.к. db1 = 22 => b = 8; h = 7; t1 = 4; t2 = 3.3


Определяем рабочую длину шпонки из условия прочности на смятие:


lp1 ≥ (2000*T1) / db1*[σ]см*(h – t1), где


[σ]см – допускаемое напряжение смятия

[σ]см = 80ч160 [Н/ммІ]

lp1 ≥ 2000*50 / 22*130*(7 – 4) = 11.65

Требуемая длина шпонки

l'ш1 ≥ lp1 + b

l'ш1 ≥ 11.65+8

l'ш1 =19.65


По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем:


lш ≥ l'ш1

lш = 20


4.2.2 Расчет шпонки ведомого вал

По табл. П 18 с. 77 [1], выбираем габариты шпонки, в зависимости от диаметра вала под ведущим колесом dk


dk = 46 => b = 14; h = 9;

Если Вам нужна помощь с академической работой (курсовая, контрольная, диплом, реферат и т.д.), обратитесь к нашим специалистам. Более 90000 специалистов готовы Вам помочь.
Бесплатные корректировки и доработки. Бесплатная оценка стоимости работы.

Поможем написать работу на аналогичную тему

Получить выполненную работу или консультацию специалиста по вашему учебному проекту

Похожие рефераты: