Привод ленточного конвейера
КП 1202.01.158.18.01. ИАТ
Привод ленточного конвейера.
Пояснительная записка.
Зав. Отделением: Преподаватель:
Пахомова А.Ф. Литовка Н.Н.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
Зав. Циклом: Студент:
Миронов А.А. Протасов С.И.
Подпись: Подпись:
Дата: Дата:
2003
Содержание:
1 Задание на курсовое проектирование.
2 Описание привода ленточного конвейера.
Подбор электродвигателя.
Расчет передач.
Ориентировочный расчёт валов, подбор подшипников.
Первая эскизная компоновка редуктора.
Конструирование зубчатых колёс и валов.
Схема нагружения валов в пространстве.
Подбор и проверочный расчёт шпонок.
Подбор подшипников по динамической грузоподъёмности.
Проверочный расчёт валов.
Расчет и конструирование элементов корпуса редуктора.
Вторая эскизная компоновка редуктора.
Подбор и проверочный расчёт муфты.
Выбор смазки редуктора.
Подбор посадок сопряженных поверхностей.
Сборка и разборка редуктора.
Список используемой литературы.
1.Задание на курсовое проектирование
Р3 = 3,5 КВт n3 = 200 об/мин.
2.Описание привода ленточного конвейера
Привод состоит из электродвигателя, механической муфты, двух ступенчатого редуктора. В приводе применяется асинхронный двигатель. Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненных
в виде отдельного агрегата и служащих для передачи мощности
от двигателя к рабочей машине.
Назначение редуктора: понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению
с ведущим валом.
Достоинство редуктора:
Высокая надёжность работы в широком диапазоне нагрузок и скоростей;
Малые габариты;
Большая долговечность;
Высокий КПД;
Постоянное передаточное число;
Сравнительно не большие нагрузки на валы и подшипники;
Простота обслуживания.
Недостатки редуктора:
Высокие требования к точности изготовления и монтажа.
Шум при работе.
В данном приводе применяется двухступенчатый редуктор с прямозубой передачей.
3.Подбор электродвигателя
3.1 Определить общий КПД (табл.1.1,стр.6)
h1– зубчатой передачи.
h2– муфты.
h1= 0.98 h2= 0.98
h = h 12 Ч h2 = 0.982 Ч 0.98 =0,94
3.2 Определение требуемой мощности электродвигателя
R1- мощность на входе привода.
P3- мощность на выходе из привода.
R1=R3 / h = 3,5 / 0,94 = 3,723 К Вт
3.3 Подбор двигателя по мощности (табл.19.27,стр.384)
| 3000 | 1500 | 1000 | 750 | |
| 4 | 100L/2880 | 100L/1430 | 112MB6/950 | 132S8/720 |
3.4 Предварительное определение передаточных чисел.
U-общее передаточное число.
n дв - частота вращения двигателя .
n3 – частота вращения выходного вала.
U= nдв/n3 =2880 / 200 =14,4
U= nдв/n3 =1430 / 200 =7,1
U= nдв/n3 = 950 / 200 = 4,7
U= nдв/n3 = 720 / 200 = 3,6
3.5 Окончательный подбор типа двигателя
Марка100S2
Частота вращения 2880 об/мин
3.6 Произвести разбивку передаточного числа (табл.1,3 стр.9)
U1 – передаточное число быстроходной ступени.
U2 – передаточное число тихоходной ступени.
U2 = 0,88Ц U = 0.88Ц 14,4 = 3,3
U1 = U / U2 = 14,4 / 3,3 = 4,3
3.6 Определение частоты вращения каждого вала
n1 = nдв = 2880 об/мин
n2 = n1 / U1 = 2880 / 4,3 = 669,7 об/мин
n3 = n2 / U2 = 669,7 / 3,3 =202,9 об/мин
3.7 Определение отклонения частоты вращения выходного вала
по заданию n3Ѕ = 200 об/мин
по расчетам n3= 202,9 об/мин
n3Ѕ – n3 / n3Ѕ Ч 100% = 200 – 202,9 / 200 Ч 100% = -1,45% < 4%
(в пределах нормы).
3.8 Определениеугловой скорости каждого вала
w = П Ч n / 30
w1 = П Ч n1 / 30 = 3,14 Ч 2880 / 30 =301,44 рад/с
w2 = П Ч n2 / 30 = 3,14 Ч 669,7 / 30 = 70,1 рад/с
w3 = П Ч n3 / 30 = 3,14 Ч 202,9 / 30 = 21,2 рад/с
3.9 Определение мощности на каждом валу
Р1 = Р1Ѕ Ч h муфты = 3,72 Ч 0,98 = 3,65 К Вт
Р2 = Р1 Ч h зубчатой передачи = 3,65 Ч 0,98 = 3,57 К Вт
Р3 = Р2 Ч h зубчатой передачи = 3,57 Ч 0,98 = 3,5 К Вт
3.10 Определение вращающего момента на валах
Т = Р / w
Т1 = Р1 / w1 = 3,65 / 301,4 = 12,1 Hм
Т2 = Р2 / w2 = 3,57 / 70,1 = 50,9 Hм
Т3 = Р3 / w2 = 3,5 / 21,2 = 165,2 Hм
4.Расчёт передач
4.1 Первая передача
4.1.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т1 = 12,1 Нм; w1 =301,4 рад/с
Выход Т2 =50,9 Нм
Передаточное число U1 = 4,3
4.1.2 Подбор материала
Выбор материала: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.1.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) Ч КнL = ( 2 Ч 208 + 70 / 1,1) Ч 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) Ч КнL = ( 2 Ч 186 + 70 /1,1 ) Ч 1 = 401,8 (колеса)
4.1.4Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 Ч 208 / 1,8 ) Ч 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 Ч 186 / 1,8 ) Ч 1 =186 (колеса)
4.1.5 Определение межосевого расстояния передачи
aw
=49,5 (U +1 )Ч
3Ц KHB
T1 / Yа
Ч
U1 Ч[s
н ]2
aw= 49,5 Ч( 4,3 + 1 ) Ч 3Ц 1 Ч12,1 Ч 103 / 0,4 Ч 4,3 Ч (401,8)3 = 88 мм.
Принять расстояние aw = 90 мм.
4.1.6 Определение модуля зубьев
m = P1 /p = 3,65 / 3,14 = 1,12
Принять модуль m = 1
4.1.7 Определение числа зубьев
ZS = 2aw / m = 2 Ч90 / 1 =180
Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 180 / (4,3 + 1 ) =34 (шестерни)
Z2 = ZS - Z1 = 180 – 34 = 146 (колеса)
4.1.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2 / Z1 = 146 / 34 = 4,3
4.1.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 Ч m = 34 Ч 1 = 34мм (шестерни)
d2 = Z2 Чm = 146 Ч 1 = 146мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1 = d1 + 2 Ч m = 34 + 2 Ч 1 = 36мм (шестерни)
dа2 = d2 + 2 Ч m = 146 + 2 Ч1 =148мм (колеса)
Ширина колеса b2 =Ya Чaw = 0,4 Ч 90 = 36мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 36 + 5 = 41мм
4.1.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w1 Ч d1 / 2 = 301,4 Ч 34 / 2 = 5,1 м/с.
Принимаем u = 6 м/с.
4.1.11 Окружная сила
Ft1 = 2 Ч T1 / d1 = 2 Ч 12,1 Ч 103 / 34 = 712 H
4.1.12 Принять коэффициенты
KHu = 1,2 KHb = 1.2
KHu = 1,4 KFb = 1,52
Ybd = b2 / d1 = 36 / 34 = 1,05
4.1.13
Расчёт контактного
напряжения
sН
= 436 Ч Ц
(Ft /
d1 Ч
b1) Ч
(U + 1 / U) Ч
KHb
Ч
KHu
sН= 436 Ц (712 / 34 Ч36) Ч (4,3 +1 / 4,3) Ч1,15 Ч 1,2 = 419 МПа
4.1.14 Коэффициент формы зуба. (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1 =34 YF1 = 3,76
для колеса Z2 =146 YF2 = 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2 = YF2 Ч (Ft / b2 Чm) Ч KFb ЧKFu = 3,6 Ч (712 / 36 Ч 1) Ч1,52 Ч1,4 = 151
151 < [s]F2
sF1 = YF1 Ч (Ft / b2 Чm) Ч KFb ЧKFu = 3,76 Ч(712 / 36 Ч1) Ч1,52 Ч1,4 = 158
158 < [s]F1
4.2 Вторая передача
4.2.1 Исходные данные
Прямозубая закрытая
Вход в передачу Т2 = 50,9 Нм
Выход Т3 = 165,2 Нм
Передаточное число U =3,3
4.2.2 Подбор материала
Выбираем материал: Сталь 45 (табл. 6,4 стр.92)
улучшение паковкой
Твёрдость: шестерни НВ 194 –222
колеса НВ 180 –192
HBср = 222 + 194 / 2 = 208 (шестерни)
HBср = 180 + 192 / 2 = 186 (колеса)
4.2.3 Определение допускаемых контактных напряжений (табл.6,13 стр. 94)
[sн] = ( sно /Sн ) Ч КнL = ( 2 Ч 208 + 70 / 1,1) Ч 1 = 534,6 (шестерни)
[sн] = ( sно /Sн ) Ч КнL = ( 2 Ч 186 + 70 /1,1 ) Ч 1 = 401,8 (колеса)
4.2.4 Определение допускаемых напряжений изгиба
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 Ч 208 / 1,8 ) Ч 1 =208 (шестерни)
[sF] = (sFo / SF ) КFL = 1,8 Ч 186 / 1,8 ) Ч 1 =186 (колеса)
4.2.5
Определение
межосевого
расстояния
передачи
aw = 49,5 ( U2 +1 )Ч 3Ц KHB T2 / Yа Ч U2 Ч[s н ]2
aw = 49,5 ( 3,3 +1) Ч 3Ц 1 Ч 50,9 Ч 103 / 0,4 Ч 3,3 Ч (401,8)3 =132,9мм
Принять расстояние aw =134мм.
4.2.6 Определение модуля зубьев.
m = P1 /p = 3,8 / 3,14 = 1,5
Принять модуль m = 2
4.2.7 Определение числа зубьев
ZS = 2aw / m = 2 Ч134 / 2 =134
Z1 = ZS / ( U + 1 ) = 134 / (3,3 + 1 ) =31 (шестерни)
Z2 = ZS - Z1 = 134 – 31 = 103 (колеса)
4.2.8 Определение передаточного числа редуктора
U = Z2 / Z1 = 103 / 31 = 3,3
4.2.9 Основные геометрические размеры передачи: Делительный диаметр d1 = Z1 Ч m = 31 Ч 2 = 62мм (шестерни)
d2 = Z2 Чm = 103 Ч 2 = 206мм (колеса)
Диаметр вершин зубьев.
dа1 = d1 + 2 Ч m = 31 + 2 Ч 2 = 66мм (шестерни)
dа2 = d2 + 2 Ч m = 206 + 2 Ч2 =210мм (колеса)
Ширина колеса b2 =Ya Чaw = 0,4 Ч 134 = 54мм
Ширина шестерни b1 = b2 + 5 = 54 + 5 = 59мм
4.2.10 Окружная скорость зубчатых колёс
u = w2 Ч d2 / 2 = 70 Ч 62 / 2 = 2,17 м/с.
Принимаем u = 3 м/с.
4.2.11 Окружная сила
Ft2 = 2 Ч T2 / d1 = 2 Ч 50,9 Ч 103 / 62 = 1642 H
4.2.12 Принять коэффициенты
KHu = 1,2 KHb = 1.14
KHu = 1,4 KFb = 1,28
Ybd = b2 / d1 = 54 / 62 = 0.86
4.2.13
Расчёт контактного
напряжения
sН
= 436 Ч Ц
(Ft /
d2 Ч
b1) Ч
(U + 1 / U) Ч
KHb
Ч
KHu
sН= 436 Ц (1642 / 62 Ч54) Ч (3,3 +1 / 3,3) Ч1,14 Ч 1,2 = 408 МПа
4.2.14 Коэффициент формы зуба . (табл. 6,8, стр.101)
для шестерни Z1 =31 YF1 = 3,78
для колеса Z2 =103 YF2 = 3,6
4.1.15Расчётное напряжение изгиба в основании ножки зуба колеса
sF2 = YF1 Ч (Ft / b2 Чm) Ч KFb ЧKFu = 3,6 Ч (1642 / 54 Ч 2) Ч1,14 Ч1,4 = 88
88 < [s]F2
sF1 = YF2 Ч (Ft / b2 Чm) Ч KFb ЧKFu = 3,76 Ч(1642 / 54 Ч1) Ч1,14 Ч1,4 = 92
92 < [s]F1
5.Орентировочный расчёт валов, подбор подшипников
5.1 Исходные данные
Первая ступень. Вторая ступень.
d1 = 34мм d1 = 62мм
d2 = 146мм d2 = 206мм
b1 = 41мм b1 =58мм
b2 = 36 b2 =54мм
5.1.2 Определение минимального диаметра вала
Dmin 1 = 5 Ч 3Ц12,1 = 11мм
Dmin 2 = 5 Ч 3Ц51 = 18мм
Dmin 3 = 5 Ч 3Ц165 = 26мм
5.1.3 Определение диаметра вала под подшипник
dП1 = 20
dП2 = 25
dП3 = 30
5.2 Выбор подшипников
| d | D | B | r | Cr | Cor | Dw | S | |
| №304 | 20 | 52 | 15 | 2 | 15,9 | 7,8 | 10,24 | 4,8 |
| №305 | 25 | 62 | 17 | 2 | 22,5 | 11,4 | 11,8 | 5,5 |
| №206 | 30 | 62 | 16 | 1,5 | 19,5 | 10 | 10,24 | 4,8 |
6.Первая эскизная компановка
7.Конструирование зубчатых колёс и валов
7.1 Конструирование зубчатых колёс
7.1.1 Колесо первой ступени
Делительный диаметр d = 146мм
Диаметр вершин зубьев da = d + 2Чm = 146 +2Ч1 = 148мм
Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5Чm = 146 – 2.5Ч1 = 143,5мм
Диаметр ступицы dст = 1,55 Ч dв = 1,55 Ч 30 = 46мм
Толщина обода S = 2,2 Ч m + 0,05 Ч b = 2,2 Ч 1 + 0,05 Ч 36 = 4мм
Толщина диска С = 0,3 Ч b =0,3 Ч 36 = 11мм
7.1.2 Колесо второй ступени
Делительный диаметр d = 206мм
Диаметр вершин зубьев da = d + 2Чm = 206 +2Ч2 = 210мм
Диаметр впадин зубьев df = d – 2.5Чm = 206 – 2.5Ч2 = 201мм
Диаметр ступицы dст = 1,55 Ч dв = 1,55 Ч 36 = 55мм
Толщина обода S = 2,2 Ч m + 0,05 Ч b = 2,2 Ч 2 + 0,05 Ч 54 = 8мм
Толщина диска С = 0,3 Ч b =0,3 Ч 54 = 16мм
7.2 Определение реакций опор.
7.2.1. Исходные данные первого вала:
Ft1 = 712 Н; Fr1 = 259H.
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = Ft1 0,043 – y2 0,155 = 0
Mc = -Ft1 0,112 + y1 0,155= 0
Y2 = Ft1 0,043 / 0,155 = 712 0,043 / 0,155 = 197,5H
Y1 = -Ft1 0,112 / 0,155 = 712 0,112 / 0,155 = 514,5H
Ma = 0
Mb = y1 0,043 = 514,5 0,043 = 22,12Hм
Mc = y1 0,152 – Ft1 0,112 = 514,5 0,152 – 712 0,112 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = -Fr1 0,043 – X4 0,155 = 0
Mc = Fr1 0,112 + X3 0,155 = 0
X2 = -Fr1 0,043 / 0,155 = 259 0,043 / 0,155 = 72H
X1 = Fr1 0,112 / 0,155 = 259 0,112 / 0,155 = 187H
Ma = 0
Mb = X1 0,043 = 187 0,043 = 8,041Hм
Mc = X1 0,155 – Fr1 0,112 = 187 0,155 – 259 0,112 =0
7.2.2. Исходные данные второго вала:
Ft1 = 712Н; Ft2 = 1642Н; Fr1 = 259H; Fr2 = 598H
Реакции опор изгибающего момента в вертикальной пл – ти.
Ma = -Ft1 0,043 – Fr2 0,103 +Y4 0,155= 0
Md = -Ft2 0,155 + Ft1 0,112 – Y3 0,155 = 0
Y4 = Ft1 0,043 + Ft1 0,103 / 0,155 = 30,6 +169,1 / 0,155 = 1288,4H
Y3 = Ft2 c + Ft1 (b + c) / a + b +c= 85,32 + 79,74 / 0,155 = 1065,3H
Ma = 0
Mb = -y3 a = 1065,3 0,043 = 45,8Hм
Mc = -y3 0,103 – Ft1 0,06 = - 1065 0,103 + 712 0,06 = -67Нм
Md = -y3 0,155 + Ft1 0,112 + Ft2 0,052= - 165,1 + 79,7 + 85,4 =0
Реакции опор изгибающего момента в горизонтальной пл – ти. Ma = Fr1 0,043 – X4 Fr2 0,103 + X4 0,155 = 0
Md = Fr2