Привод ленточного транспортера 2 (стр. 1 из 7)

Содержание

Техническое задание

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

2. Расчет конической зубчатой передачи

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

2.2 Определение параметров конической зубчатой передачи

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

3.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

3.2 Определение основных параметров цилиндрической передачи

3.3 Геометрический расчет цилиндрической передачи

3.4 Силы в зацеплении цилиндрических передач

4. Расчет цепной передачи

5 Ориентировочный расчет валов

6. Приближенный расчет валов

7. Подбор подшипников качения

7.1 Подбор подшипников для вала I

7.2 Подбор подшипников для вала II

7.3 Подбор подшипников для вала III

8. Конструирование элементов редуктора

8.1 Конструирование зубчатых колес

8.2 Конструирование звездочек цепной передачи

8.3 Конструирование элементов корпуса

9. Подбор и проверка шпонок

10. Выбор посадок

11. Выбор муфты

12. Уточненный расчет валов

13. Выбор смазки

14. Порядок сборки и разборки редуктора

Список литературы

Техническое задание

В данной работе спроектирован привод ленточного транспортера по следующими исходными данными :

Окружное усилие на барабане: Fr = 14 кН;

Скорость ленты: V= 0,3 м/с;

Диаметр барабана: D= 350 мм;

Ширина ленты: В = 500 мм;

Тип цепной передачи: Роликовая;

Коэффициент годовой нагрузки: кгод = 0,6;

Коэффициент суточного использования: ксут = 0,6;

Класс нагрузки: Н0,8;

Относительная продолжительность включения: ПВ = 0,25;

Срок службы: L = 7 лет.

Привод ленточного транспортера работает следующим образом: крутящий момент передается с вала асинхронного электродвигателя 1 на вал-шестерню I первой ступени редуктора. Далее через коническую прямозубую передачу (включающую в себя вал-шестерню 4 и колесо 5) вращающий момент передается на промежуточный вал редуктора II, на котором закреплена цилиндрическая шестерня 11 тихоходной ступени редуктора. При помощи цилиндрической передачи (включающей в себя шестерню 11 и колесо 8) вращающий момент передается на выходной вал редуктора III, приводящий во вращение звездочку 9 открытой цепной передачи, которая, в свою очередь приводит во вращение приводной барабан 13 ленточного транспортера.

Данный транспортер может быть установлен в цеху, карьере, либо на строительной площадке, где необходима постоянная подача или отвод какого-либо мелкогабаритного материала.

1. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

В данной работе рекомендуется [2] использовать трехфазные асинхронные короткозамкнутые двигатели единой серии 4А. Для выбора двигателя необходимо знать мощность и частоту вращения на выходном валу.

Мощность на выходном валу Рвых, кВт [2]:

Рвых = FrV (1)

гдеF

–окружное усилие на барабане ( F

= 14 кН);

V – скорость ленты (V =0,3 м/с).

Из соотношения (1) требуемая мощность двигателя:

, кВт, (2)

гдеh – полный к. п. д. привода.

h = h1×h2×h3(3)

гдеh1 – к. п. д. конической зубчатой передачи (h1 = 0,95 [1]);

h2 – к. п. д. цилиндрической зубчатой передачи (h2 = 0,95 [1]);

h3 – к. п. д. открытой цепной передачи (h3 = 0,94 [1]).

h = 0,95×0,95×0,94 = 0,857.

По формуле (2) рассчитана требуемая мощность электродвигателя:

P=4,2 / 0,857 = 4,9 кВт.

Частота вращения выходного вала [2]:

=60V /

D, об/мин,(4)

=60

0,3 /(3,14

0,35)=16,37 об/мин.

Ориентировочная частота вращения вала двигателя:

n = nвых×u, об/мин(5)

гдеu – ориентировочное передаточное отношение привода.

u = u1×u2×u3,(6)

где u1 – передаточное отношение конической зубчатой передачи (u1 = 4 [1]);

u2 – передаточное отношение цилиндрической зубчатой передачи (u2= 3,55 [1]);

u3 – передаточное отношение цепной передачи (u3 = 5,6 [1]).

u = 4× 3,55× 5,6 = 79,52.

По формуле (5) определена ориентировочная частота вращения двигателя:

n = 16,37 × 79,52 = 1302 об/мин.

В соответствии с требуемой мощностью и частотой вращения по табл. 2.2. [2] выбран электродвигатель АИР 112M4/1432.

Паспортные данные двигателя АИР 112MA6/950:

номинальная мощность, Рном, кВт5,5

синхронная частота вращения nс, об/мин1500

номинальная частота вращения n 1432

Уточняем общее передаточное отношение привода:

u = nном/nвых,(7)

u = 1432/16,37 = 87,47.

По ГОСТ 2185-66 приняты передаточные отношения: u1 = 4; u2 = 3,55.

Уточним передаточное отношение u3:

u3=

=6,16.

Принято стандартное передаточное отношение u3 = 6,3.

После разбивки передаточного отношения определены мощность, частота вращения и крутящий момент на каждом валу.

Мощности на валах:

Pi = Pi-1×h,(8)

гдеPi-1 – мощность на предыдущем валу, кВт;

h – к. п. д. соответствующей передачи.

Р1 = Рном = 4,9 кВт;

Р2 = 4,9× 0,95 = 4,66 кВт;

Р3 = 4,655 × 0,95 = 4,42 кВт;

Р4 = 4,422 × 0,94 = 4,16 кВт;

Частоты вращения валов:

,(9)

гдеni-1 – частота вращения предыдущего вала, об/мин;

ui – передаточное число соответствующей ступени.

n1 = nном = 1432 об/мин;

=358 об/мин;

=100,85 об/мин;

=16,21 об/мин.

Крутящие моменты на валах:

Ti = Ti-1×ui×hi,(10)

Крутящий момент на валу двигателя [2]:

,(11)

=9550

=32,67 Н×м.

Крутящие моменты на валах рассчитаны по формуле (11):

Т1 = Тном. дв = 32,67 Н×м;

Т2 = 32,67× 4× 0,95 = 124,14 Н×м;

Т3 = 124,14× 3,55× 0,95 = 418,66 Н×м;

Т4 = 418,66× 6,3× 0,94 = 2479,3 Н×м.

2. Расчет конической зубчатой передачи

Исходные данные:

– крутящий момент на валу колеса, Т2, Н×м 124,14;

– передаточное отношение, u 4;

– частота вращения вала I, n1, об/мин1432.

Рисунок 1 - Кинематическая схема конической передачи.

2.1 Материалы зубчатых колес и допускаемые напряжения

При мощности двигателя 3 кВт в качестве материала зубчатых колес целесообразно применить сталь средней твердости. Для зубчатых передач принята сталь 40ХН.

Шестерня имеет большую, чем колесо частоту вращения, следовательно испытывает большие нагрузки и твердость шестерни должна быть больше твердости колеса, что достигается закалкой токами высокой частоты, колесо для снижения внутренних напряжений подвергается улучшению.

Материал колеса и шестерни представлен в табл. 1.

Таблица 1 - Материалы зубчатых колес

Шестерня	Колесо
Материал	Сталь 40 ХН	Сталь 40 ХН
НВ	269-302	269-302
HRC	48-53	-- --

Шестерня:

Допускаемое контактное напряжение sНдоп, МПа [2]:

,(12)

гдеSН – коэффициент безопасности (SН = 1,2 [2]);

– предельное контактное напряжение, МПа.

= 17HRC + 200, МПа, (13)

гдеHRC – твердость по Виккерсу (HRC = (53 + 48)/2 = 50,5).

= 17×50,5 + 200 = 1058,5 МПа.

Допускаемое контактное напряжение по формуле (12):

МПа.

Допускаемое изгибное напряжение sFдоп, МПа [2]:

,(14)

гдеSF – коэффициент безопасности (SF = 1,75 [2]);

– предельное изгибное напряжение, МПа (

= 420 МПа [2]).

Допускаемое изгибное напряжение по формуле (14):

МПа.

Колесо:

Предельное контактное напряжение

, МПа:

= 2НВ + 70, МПа,(15)

где НВ – твердость по Бринелю (НВ = (269+302)/2 = 285,5 МПа).

=2×285,5 + 70 = 641 МПа.

При SН = 1,1 [2], по формуле (12) получаем:

Предельное изгибное напряжение

, МПа: