Курсовая работа: Проект ленточного конвейера
Курсовая работа: Проект ленточного конвейера
Введение
Согласно заданию требуется
разработать привод ленточного конвейера, состоящий из электродвигателя,
червячного редуктора.
Требуется выбрать электродвигатель,
рассчитать зубчатые и червячную передачи, спроектировать и проверить
пригодность шпоночных соединений, подшипников, разработать общий вид редуктора,
разработать рабочие чертежи деталей.
Электродвигатель выбирается исходя из
потребной мощности и частоты вращения. Зубчатая передача рассчитывается по
условиям контактной выносливости зубьев, проверяется на статическую прочность.
Валы проектируются из условия статической прочности (ориентировочный расчет) и
проверяются на выносливость по коэффициенту запаса прочности.
Шпоночные соединения проверяются на смятие
и размеры принимаются в зависимости от диаметра соответствующего участка вала.
Пригодность подшипников оценивается долговечностью по динамической
грузоподъёмности. Типовой размер муфты определяется исходя из передаваемого
момента, частоты вращения соединяемых валов и условий эксплуатации.
При расчёте и проектировании ставится
цель: получить компактную, экономичную и эстетичную конструкцию, что может быть
достигнуто использованием рациональных материалов для деталей передач, оптимальным
подбором передаточного числа передач, использованием современных конструктивных
решений, стандартных узлов и деталей при проектировании привода.
1. Кинематический расчёт привода
1.1 Схема привода
Рисунок 1. Схема
привода и график нагрузки
На схеме обозначены:
1-электородвигатель,
2-муфта,
3-редуктор,
4-муфта,
5-барабан. Движение от
электродвигателя через муфту передается на входной вал редуктора, далее, через
цилиндрическую косозубую передачу 1-2 на промежуточный вал 2-3 редуктора и,
затем, через червячную передачу 3-4 на выходной вал 4 редуктора, затем через
муфту на приводной барабан.
1.2 Выбор электродвигателя
Определение требуемой мощности
электродвигателя
Рэд = Рвых / hобщ ,
где Рвых - общая мощность
на выходе, кВт.
hобщ - общий КПД привода;
hобщ= h3×hч×h4п×hм ,
где hз - КПД зубчатой передачи 1-2;
hч - КПД червячной передачи 3-4;
hп - КПД пар подшипников;
hм - КПД муфты
hобщ = 0,89 ×0,94×0.98 ×0,99= 0,81
Рвых = Ft × V, где Ft - окружное усилие на барабане, кН ;
V - скорость ленты конвейера, м/с;
Рвых = 3650∙0,9 =
3285Вт = 3,285 кВт;
Рэд = ,
Определение требуемой частоты
вращения вала
nэ.тр = nвых×i12×i34
где, i12 -передаточное отношение передачи 1-2
i34 - передаточное отношение передачи
3-4
nвых - требуемая частота вращения на
выходе привода
nэ.тр= 28,648·3·18=1546,9 об/мин.
nвых = ,
где Dб - диаметр барабана;
nвых = об/мин
nэ.тр= 34,4*28*2,95=2841,4 об/ми
1.3 Уточнение передаточных отношений
Общее передаточное отношение равно: iобщ
= nэд / nвых
где, nэд- асинхронная частота вращения электродвигателя;
nвых- число оборотов выходного вала;
iобщ=
i34 = iобщ / i12 = 82,84 / 28= 2,95
2. Кинематический и силовой расчёт
2.1 Определение мощностей на валах
P1= Pэд
×hм Р1 = 4,056·0,98·= 3,966 кВт
Р23 = Р1 ×hч ×hп
Р23 = 3,966 × 0,89 × 0,99 =
3,529 кВт
Р = Р23*×hц Р =3,529*0,94 = 3,318 кВт
Рб = Рв × hп Рб = 3,318 × 0,99 = 3,285кВт
где Р1,
Р23, Рв, Рб - мощности на соответствующих
валах.
2.2 Частота вращения валов привода
n1 = nэд n1 = 2850
об/мин
n23 = n1/i12
n23 = 2850/ 28 = 101,78 об/мин
n45 = n23/i34
n45 = 101,78/ 2,95 = 34,5 об/мин
2.3 Скорость вращения валов
w i= π×ni / 30
w1 = 3,14× 2850 / 30 = 298,3 рад/с
w23 = 3,14× 101,78 / 30 = 10,65 рад/с
w45 = 3,14× 34, 5 / 30 = 3,611 рад/с
где, i - индекс вала согласно принятому обозначению.
2.4 Крутящие моменты на валах
Тi = Рi×103/wi
Т1 = 4,056×103 / 298,3 = 13,29 Н×м,
Т23 = 3,529×103 / 10,65 = 331,36 Н×м
Т45 = 3,285×103 / 3,611 = 917,1 Н×м
Таблица 2.1
Результаты кинематического и силового
расчёта:
Вал
|
Передат. отношение |
Р
кВт
|
n
об/мин
|
w рад/с |
Т
Н × м
|
|
1 |
i12 =28
|
P1 = 3,966
|
n1 = 2850
|
w1 = 298,3
|
T1 = 13,29
|
|
2 - 3 |
P23 = 3,529
|
n23 =101,78
|
w23 = 10,65
|
T23 = 331,36
|
|
i34 = 2,95
|
|
4 - 5 |
P45 = 3,318
|
n45 = 34, 5
|
w45 = 3,611
|
T45 = 917,1
|
|
3. Расчёт зубчатых передач
3.1 Схема передачи; цель расчёта
Рисунок 3.1 Зубчатые передачи
Цель расчёта:
1)
Выбор материала
зубчатых колёс
2)
Определение
основных параметров и размеров зубчатых венцов
3)
Назначение
степени точности зубчатых колёс
3.2 Критерий работоспособности и
расчёта передачи
Зубчатые передачи выходят из строя в
основном по причине:
- Усталостного выкрашивания рабочих
поверхностей зубьев
- По причине усталостной поломки зуба
- Возможны статические поломки
Если передача закрытая (работает в
редукторе), с не очень высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC <
45 HRC, то наиболее вероятной причиной выхода передачи из строя будет
усталостное выкрашивание рабочих поверхностей зубьев, и основной (проектный)
расчёт следует вести из условия ограничения контактных напряжений.
sН < [sН]
А если передача открытая или
закрытая, но с высокой твёрдостью рабочих поверхностей зубьев HRC > 55, то
наиболее вероятной причиной выхода из строя следует считать усталостную поломку
зубьев, и основной (проектный) расчёт следует вести из условия ограничения
напряжений у ножки зуба (изгибных напряжений).
sF < [sF]
Во всех случаях необходима проверка
на статическую прочность.
3.3 Выбор материалов зубчатых колёс
Таблица 3.1
Звено
|
Марка |
Dзаг, мм
|
ТО |
Твёрдость
|
sт,
МПа
|
Сердцевина
|
пов-сть
|
Шестерня
|
Сталь 40Х |
до 125 |
Улучшение
+ ТВЧ
|
269..302 |
269..302 |
640 |
Колесо |
Сталь 45 |
до 125 |
Улучшение |
235..262 |
235..262 |
540 |
3.4 Определение допускаемых контактных напряжений для обеих
передач
Допускаемые контактные напряжения определим
отдельно для шестерни и для колеса.
,
где - допускаемое контактное
напряжение;
, МПа - предел контактной
выносливости;
- коэффициент запаса прочности;
- коэффициенты долговечности,
влияния шероховатости, влияния окружной скорости.
Предел контактной выносливости
определим по эмпирической формуле в зависимости от твердости материала и
способа химико-термической обработки. В данном случае:
,
где HB и HRC - твердость.
МПа;
МПа.
Коэффициент долговечности:
где - базовое число циклов перемены
напряжений;
- ресурс передачи в числах циклов
перемены напряжений.
µ-коэффициент учитывающий режим
нагружения
µ=
µ=()=0,803
;
,
n - частота вращения рассчитываемого
колеса;
n - число вхождений зуба в зацепление n=1.
L- суммарное время работы,ч
,
где - число лет работы (=5);
- коэффициент годового
использования (),
- коэффициент суточного
использования ().
ч.
Ресурс передачи:
Таким образом ZN1 = ZN2
=1
, т. к. колеса шлифуются (Ra=0.63 … 1.25 мкм).
, т. к. скорость меньше 5 км/ч.
МПа.
Страницы: 1, 2, 3
|