Реферати українською » Промышленность, производство » Привід стрічкового транспортера, що складається з електродвигуна, відкритої клинопасової передачі циліндричного одноступінчатого редуктора і сполучної муфти


Реферат Привід стрічкового транспортера, що складається з електродвигуна, відкритої клинопасової передачі циліндричного одноступінчатого редуктора і сполучної муфти

Страница 1 из 3 | Следующая страница

>КУРСОВАЯ РОБОТА

Прихід стрічкового транспортера, що складається з електродвигуна, відкритоїклиноременной передачі циліндричного одноступінчастого редуктора і сполучної муфти


Зміст

Запровадження

1. Вибір електродвигуна

2.Кинематический і колись енергетичний розрахунок приводу

2.1Кинематический розрахунок

2.2 Енергетичний розрахунок

3.Расчет циліндричною передачі

3.1 Вибір матеріалу і термообробки

3.2 Визначення що допускаються напруг

3.2.1Допускаемие напруги при розрахунку наусталостную контактну міцність

3.2.2Допускаемие напруги при розрахунку наизгибнуюусталостную міцність

3.3 Визначення основних параметрів передачі

3.4 Визначення наснаги в реалізаціїзацеплении

3.5Проверочний розрахунок передачі на контактнуусталостную міцність

3.6Проверочний розрахунок передачі наизгибнуюусталостную міцність

4.Расчетклиноременной передачі

5. Вибір муфти

6. Попередній розрахунок валів

6.1 Вибір матеріалу і що допускаються напруг

6.2 Попередній розрахунок швидкохідного валу

6.3 Попередній розрахунок тихохідного валу.

7. Вибір підшипників

7.1 Вибір типу, і типорозміру підшипника

7.2 Вибір схеми установки підшипників

7.3 Перевірка довговічності підшипників тихохідного валу

7.3.1 Упорядкуваннярасчетной схеми й визначення реакцій в опорах

7.3.2 Перевірка довговічності підшипників

8. Конструювання елементів циліндричною передачі

9.Расчетшпонок

10. Конструювання шківів

11.Уточненний розрахунок валів

11.1 Побудоваепюризгибающих ікрутящих моментів

11.2 Перевірка статичної міцності валу

11.3 Перевіркаусталостной міцності тихохідного валу

11.4 Конструктивні елементи валів, допуски, посадки та шорсткості

12.Смазка редуктора

13. Конструювання кришок підшипників

13.1 Визначення розмірів кришки швидкохідного підшипника

13.2 Визначення розмірів кришки тихохідного підшипника

14. Конструювання корпусу редуктора

15. Конструювання рами

16. Складання редуктора і монтаж приводу

16.1 Складання редуктора

16.2 Монтаж приводу

Укладання

Список літератури


Запровадження

У цьому проекті розробляється привід стрічковоготранспортера.Транспортер призначений для переміщення піску і щебеню робити кар'єру.

Прихід складається з електродвигуна, відкритоїклиноременной передачі циліндричного одноступінчастого редуктора і сполучної муфти.

>Электродвигатель в привід створює поводить початок і наводить привід в рух.

>Ременная передача розташована на першому місці приводу. Наявність цієї передачі даєкомпоновочние переваги - можна розмістити редуктор і двигун поряд, що зменшить габарити приводу по ширині.Ременная передача також сприяє зниження шумністю під час роботи приведення й охороняє двигун від перевантажень рахунокпроскальзивания ременів при перевантаженнях.

>Редуктор є закриту циліндричну передачу. У редукторі використанікосозубие колеса, що знижуєшумность передачі й підвищує її навантажувальну здатність.

>Редуктор й відкритийклиноременная передача служать зменшення числа зворотів і збільшеннявращающих моментів.

Для сполуки вихідних кінців валу редуктора і барабана використовується муфта.

Зазначимо, що з роботі приводу можливі сильні ривки.

Випуск передбачається малосерійний.

Термін служби приводу 10 років, робота у дві зміни, коефіцієнт завантаження за зміну 0.7, коефіцієнт завантаження протягом року 0.55. З урахуванням те, що на рік 365 днів, а одним робочим зміні 8 годин одержимо ресурс приводу в годиннику:

Lh = 10 · 365 · 0.55 · 2 · 8 · 0.7 = 22484 години.


1. Вибір електродвигуна

>Электродвигатель вибирається по необхідної потужності й частоти обертання. Потужність двигуна залежить від необхідної потужності робочої машини, яке частота обертання від частоти обертання приводного валу робочої машини.

>Определим необхідну потужністьтранспортера:

Р>вих = F · v = 10 · 103 · 0,6 = 6000 Вт = 6 кВт

Для визначення необхідної потужності приводу визначимо ККД приводу. І томузадаемся, відповідно до таблицею 1.1 [3], ККД окремих елементів приводу:

ККДклиноременной передачі>>pn = 0.95

ККД підшипникового вузла>>nn =0.99

ККД циліндричною передачі>ц = 0.97

ККД муфти Загальний ККД>м = 0.98

Загальний ККД приводу:

 

>>nр = >рn·ц·м·п3 = 0.95·0.97·0.98·0.993 = 0.88

>Требуемая потужність двигуна:

= 6,82 кВт

По таблиці Ш [4] підбираємо електродвигуни з потужністю більшої чи рівної необхідної. Двигуни вибираємо асинхронні,трехфазние загальнопромислового застосування серії 4А. Двигуни цієї серії призначені для тривалого режиму роботи, тобто. відповідають режиму роботи приводу. Підходять чотири варіанта електродвигунів серії 4А з номінальною потужністю кВ та різної частотою обертання. Дані ним представлені у таблиці 1.1.

Таблиця 1.1

Варіант Тип двигуна Номінальна потужність, кВт Частота обертання, об./хв
синхронна номінальна
1 >4А112М2УЗ 7,5 3000 2925
2 >4A132S4Y3 7,5 1500 1455
3 >4А132М6УЗ 7,5 1000 968
4 >4A160S8Y3 7,5 750 731

Для вибору типорозміру двигуна визначимо котрий рекомендується інтервал частот обертання валу електродвигуна, навіщо визначимо необхідну частоту обертання валу барабана і передатне число приводу. Частота обертання валу барабана:

По таблиці 1.2 [3] приймаємо передавальні числа передач:

>Передаточное число циліндричною передачі: іц =2 6,3

>Передаточное числоременной передачі: і>рп = 2 4

Мінімальна передатне число приводу: іінт>iп = і>рптin · іц>min =2·2 = 4

Максимальне передатне число приводу: іін>max= іін>max ·іц>max = 4·6,3 = 25,2Минимально-допустимая частота обертання валу електродвигуна:

 

n>дв>min=n>вих·uін>min=35.8·4=143.2 об./хв

Максимально допустима частота обертання валу електродвигуна:

n>дв>max=n>вих·uін>max=35.8·25.2=902.2 об./хв

Проаналізувавши результати обчислень і такі таблиці 1.1 вибираємо остаточного варіанта електродвигуна.

>Электродвигатель з синхронної частотою обертання 3000 об./хв не підходить за результатами розрахунку.

>Электродвигатель з синхронної частотою обертання 1500 об./хв не підходить за результатами розрахунку.

>Электродвигатель з синхронної частотою обертання 1000 об./хв не підходить за результатами розрахунку.

>Электродвигатель з синхронної частотою обертання 750 об./хв підходить за результатами розрахунку.

Приймаємо двигун4A160S8Y3 з синхронної частотою обертання 750 об./хв.


2.Кинематический і колись енергетичний розрахунок приводу

2.1Кинематический розрахунок

>Требуемое передатне число приводу при прийнятому електродвигуні:

>Разобьем передатне число приводу між редуктором іременной передачею. Приймемо: передатне числоременной передачі і>рп = 3,55, тоді передатне число редуктора:

Частота обертання швидкохідного валу редуктора:

Частота обертання тихохідного валу редуктора:

Частота обертання валу барабана:

>Угловая швидкість валу електродвигуна:

>Угловая швидкість швидкохідного валу редуктора:

>Угловая швидкість тихохідного валу редуктора:

>Угловая швидкість валу барабана:

2.2 Енергетичний розрахунок

Потужність на валу електродвигуна:

>P>дв= 6,82 кВт

Потужність на швидкохідному валу редуктора:

 

>Pб>дв·>>рп·>п = 6,82·0,95·0,99 =>6,41кВт

Потужність натихоходном валу редуктора:

Р>m=>Pб ·>ц ·>п= 6,41·0,97·0,99=6,16 кВт

>Вращающий момент на валу електродвигуна:

>Вращающий момент на швидкохідному валу редуктора:

>Вращающий момент натихоходном валу редуктора:

>Вращающий момент на валу барабана:

Результати кінематичного й енергетичного розрахунку представлені у таблиці 2.1


Таблиця 2.1

Вал Частота обертання, об./хв

>Угловая швидкість,

з-1

Потужність,

кВт

>Вращающий момент, Нм
Вал двигуна 731 76.4 6.82 89.2
Швидкохідний вал редуктора 205.9 21.55 6.41 297.4
>Тихоходний вал редуктора 35.8 3.74 6.16 1647
Вал робочого органу машини 35.8 3.74 6 1604

3.Расчет циліндричною передачі

3.1 Вибір матеріалу і термообробки

Матеріал для зубчастих коліс підбираємо за таблицею 2.1 [3]. Для шестерні приймаємо сталь40Х зтермообработкой поліпшення, твердість серцевини і поверхні 269...302НВ.

Для шестерні приймаємо сталь40Х зтермообработкой поліпшення, твердість серцевини і поверхні 235...262НВ.

3.2 Визначення що допускаються напруг

Визначення що допускаються напруг проводимо відповідно до пунктом 2.1 2 [3].

Для визначення що допускаються напруг обчислимо середню твердість коліс:

Для шестерні: МB>CP1 = 0.5· (МB>min+ МB>max) = 0.5 (269 + 302) = 286>HB

Для колеса: >НВ>СР2 =0.5· (МB>min+ МB>max) = 0.5 (235 + 262) = >249НВ

3.2.1Допускаемие напруги при розрахунку наусталостную контактну міцність

Для шестерні:

[>] >Н1=ДоМ>L1 [>] >HO1

Для колеса:

[>] >Н2=ДоМ>L2 [>] >HO2

де До>HL1 і K>HL2 - коефіцієнти довговічності при розрахунку по контактним напругам колеса і шестерні;

[>] >HO1=1.8 МB>CP1+>67=1.8·286+67=582МПа і

[>] >HO2=1.8 МB>CP2+>67=1.8·249+67=516МПа

межа контактної витривалості зубів колеса і шестерні, прийнято потабл.2.2 [3].

Коефіцієнти довговічності при розрахунку по контактним напругам при термічній обробці поліпшення:

де N>HO1=>HB>CP13=2863=2.34·107 і де N>HO2=>HB>CP23=2493=1.54·107

 

базові числа циклівнагружений при розрахунку контактну міцність для колеса і шестерні;

 

N2=60n2Lh=60·35.8·22484=48.3·107 і N1=N2·uц=48.3·107·5.75=277.7·107

 

справжні числа циклів зміни напруг для колеса і шестерні;

приймаємо K>HL1=1 і K>HL2=1.

Тоді допущені контактні напруги для колеса і шестерні:

[>] >H1=>1·582=582МПа

[>] H2=>1·516=516МПа

Для подальших розрахунків приймаємо [>] H=>516МПа.

3.2.2Допускаемие напруги при розрахунку наизгибнуюусталостную міцність

Для шестерні:

[>] >F1=До>FL1 [>] >FO1

Для колеса:

[>] >F2=До>FL2 [>] >FO2

Де KFL1 і KFL2 - коефіцієнти довговічності при розрахунку на вигин для колеса і шестерні;

[>] >FO1=1.03 МB>CP1=>1.03·286=275МПа і [>] >FO2=1.03 МB>CP2=>1.03·249=275МПа –

межаизгибной витривалості зубів колеса і шестерні, прийнято потабл.2.2 [3].

Коефіцієнти довговічності при розрахунку поизгибним напругам при термічній обробці поліпшення:

приймаємо KFL1 = 1 і KFL2 = 1.

Тоді допущені напруги вигину для колеса і шестерні:

[>] >F1=>1·275=275МПа

[>] >F2=>1·275=275МПа

Для подальших розрахунків приймаємо [>] F=>275МПа.

3.3 Визначення основних параметрів передачі

>Межосевое відстань передачі:

де Ka = 43 - коефіцієнтмежосевого відстані длякосозубих коліс (>стр.15 [3]);

>a= 0,4 - коефіцієнт ширини колеса (>стр.15 [3]);

До>H = 1 - коефіцієнт концентрації навантаження при термічній обробці - поліпшення (>стр.15 [3]);

приймаємо aw =230мм.

Попередній ділильний діаметр колеса:

 

>d2=>2·awu/ (>u+1) =2·230·5.75/ (5.75+1) = 392 мм

>Ширина колеса:

b2 =a·aw=0.4·230=92 мм

Модуль передачі:

де K>m = 5.8 - коефіцієнт модуля длякосозубих коліс;

приймаємоm = 2 мм відповідно до стандартним значенням.

Сумарна число зубів:

>z>=>2·aw·>cos/m=2·230·cos10/2=226.5

де =>10 - кут нахилу зубів.

Приймаємоz>=226.

Кількість зубів шестерні:

>z1=z> / (>u+1) =226/ (5.75+1) =33.5z1>min=17

Приймаємоz1=34.

Кількість зубів колеса:

>z2=z> -z1=226-34=192

Фактичне передатне число:

uф=z2/z1=192/34=5,65

Відхилення від заданого передатного числа:

така розбіжність допускається.

>Делительний діаметр шестерні:

>d1= >z1·>m/cos=>34·2/cos (10) =69.049 мм

>Делительний діаметр колеса:

>d2=2аw - >d1=2·230-69.049=390.951 мм

Діаметр окружностей вершин зубів шестерні і колеса:

>d>а1= >d1+>2m=69.049+2·2=73.049 мм

>dА2= >d2+>2m=390.951+2·2=394.951 мм

Діаметр окружностей западин зубів шестерні і колеса:

>d>f1= >d1->2.5m=69.049-2.5·2=64.049 мм

>d>f2= >d2->2.5m=390.951-2.5·2=385.951 мм

>Ширина шестерні:

b1= b2 +5=92+5=97 мм

Окружна швидкість колеса:

залежно від окружної швидкості колеса потабл.2.4 [3] приймаємо 9 ступінь точності передачі.

Результати розрахунку основних параметрів передачі представлені у таблиці 3.1

Таблиця 3.1

Модуль (мм) >Межосевое відстань (мм) Кількість зубів >Делительний діаметр (мм)

>Ширина

(мм)

>Шестерня 2 230 34 69.049 97
Колесо 192 390.951 92

3.4 Визначення наснаги в реалізаціїзацеплении

Окружна сила взацеплении:

>Радиальная сила взацеплении:

F>r=F>t·>tg20/>cos=8425· >tg20 >cos10=3114 H

де=20 - стандартний кут.

>Осевая сила взацеплении:

Fa=F>t·>tg=8425· >tg>20 = 3066 H

Результати розрахунку представлені у таблиці 3.2


Таблиця 3.2

Окружна сила (М) >Радиальная сила (М) >Осевая сила (М)
8425 3114 3066

3.5Проверочний розрахунок передачі на контактнуусталостную міцність

де K>H=1.1 - коефіцієнт розподілу навантаження між зубами (>стр.20 [3]);

K>HV=1.1 - коефіцієнт динамічної навантаження (>стр.20 [3]);

Розрахункові контактні напруги менше що допускаються, отже, контактна міцність передачі забезпечена.

3.6Проверочний розрахунок передачі наизгибнуюусталостную міцність

Розрахункові напруги вигину в зубах колеса:

>>F2=K>FY>K>FK>FVYF2F>t /b2>m=1·0.93·1·1.2·3.61·8425/92·2=184 [>] >F2

де K>F =1 - коефіцієнт длякосозубих коліс (стор. 19 [3]);

 

Y> =1->/140=1-10/140=0,93 - коефіцієнт;

 

K>F = 1 - коефіцієнт, під час термообробки поліпшення (стор. 19 [3]);

K>FV = 1,2 - коефіцієнт (стор. 19 [3]);

YF2 = 3,61 - коефіцієнт форми зуба шестерні прийнято за таблицею 2.5 [3] залежно відzV1=z1->cos3> =34/ (>cos10) 3=35.6

Розрахункові напруги вигину менше що допускаються, отже,изгибная міцність шестерні забезпечена.

Результати розрахунку передачі на міцність представлені утабл.3.3

Таблиця 3.3

Розрахункові напруги >Допускаемие напруги
>Расчет на контактнуусталостную міцність 520 516
>Расчет наусталостнуюизгибную міцність >Шестерня 191 275
Колесо 184 275

4.Расчетклиноременной передачі

>Расчет виробляємо відповідно до [4]стр130.

>Расчет починаємо з вибору перерізу ременя. Відповідно дорис.7.3 [4] вибираємо перетин ременя У.

Діаметр ведучогошкива:

приймаємо з низки стандартних чисел D1 = 200 мм.

Діаметр відомогошкива враховуючипроскальзивание ременя та прийнявши відносне ковзання > = 0,015:

приймаємо з низки стандартних чисел D2 =710 мм. Уточнюємо передатне ставлення:

u>рпф= D2/ D1 (>1-) =710/200 (1-0,015) =3,585

Відхилення від заданого передатного відносини:

така розбіжність допускається.

>Межосевое відстань передачі:

а>min= 0.55 (D1 - D2) + h= 0.55 (200+710) +14.3=509.6 мм

а>max=2 (D1 +D2) = 2 (200+710) = 1820 мм

де h =14.3 мм - висота ременя.

Попередньо приймаємо стандартне значеннямежосевого відстані а = >600мм.

>Расчетная довжина ременя:

L>p=2a+0.5> (D1 +D2) + (D1 +D2) 2/4a =2·600+0.5 (200+710) +

+ (200+710) 2 /4·600=2737,79 мм

приймаємо стандартну довжину L = 2800 мм.

Значеннямежосевого відстані з урахуванням стандартної довжини ременя:

обчислимо

D>cp=0.5 (D1 +D2) = 0.5 (200+710) = 455 мм

При монтажі передачі необхідно забезпечити можливість зменшеннямежосевого відстані на0,01L=28 мм, щоб полегшити надягання ременів на шків, збільшення натягу ременів слід передбачити можливість збільшеннямежосевого відстані на0,025L=70 мм, в такий спосіб хід натяжної устрою становитиме 28+70=98 мм.Регулировкаременной передачі здійснюватиметься переміщенням двигуна з допомогоюрегулировочного гвинта.

Кут охоплення меншогошкива:

Необхідна число ременів:

де >P>o= 5.83 кВт - потужність,допускаемая передачі одним ременем, табл 7.8 [4] ;

ЗL= 0.95 - коефіцієнт, враховує вплив довжини ременятабл.7.9 [4] ;

З>P=1.1 - коефіцієнт режиму роботитабл.7.10 [4] ;

З> = 0.85 - коефіцієнт кута обхвати [4]стр.135;

З>z = 0.9 - коефіцієнт, враховує число ременів у передачі [4]стр.135;

приймаємоz = 4 ременя.

Попереднє натяг гілок ременя:

де = 0,3 (>Н·с2) /м2 - коефіцієнт враховує відцентрову силу [4]стр.136;

> =0,51D1=0.5·76.4·0.2 = 7.64 м/с - швидкість ременя.

Сила, діюча на вал:

Результати розрахунку представлені у таблиці 4.1

Таблиця 4.1

Тип ременя У
Діаметр приводногошкива (мм) 200
Діаметр відомогошкива (мм) 710
Довжина ременя (мм) 2800
>Межосевое відстань (мм) 634
Кількість ременів 4
Зусилля передане на вал (М) 1832

5. Вибір муфти

Для сполуки тихохідного валу редуктора з валом барабана вибираємо муфту пружнувтулочно-пальцевую (>МУВП) ГОСТ 21424-75.

>Муфти типуМУВП дозволяють пом'якшувати ударні навантаження і ривки рахунок пружних елементів у складі муфти, ще вони допускають деякі неточності складання.

>Муфту вибираємо порасчетному моменту.

>Расчетний момент:

 

M>P=>kT>m = 1.4·1647=2306Hм

де >k = 1.4 - коефіцієнт режиму роботистр.267 [3].

Приймаємо муфтуМУВП 4000-80-1.1 ГОСТ 21424-75.


6. Попередній розрахунок валів

6.1 Вибір матеріалу і що допускаються напруг

Для шестерні раніше прийнято матеріал - сталь40Х.

Для тихохідного валу також приймаємо сталь40Х.

>Допускаемие напруги для попереднього розрахунку валів приймаємо відповідно до рекомендаціямистр.31 [3] приймаємо [>] до = 25 >Н/мм2.

>Механические характеристики поліпшеною стали40Х приймаємо за таблицею 12.7 [3]:

Межа міцностів = 800МПа.

Межа плинностіТ = 640МПа.

>Допускаемие напруги при розрахунку на статичну міцність при коефіцієнті запасу

>n=1.5 [>] = 640/1.5 =426МПа.

6.2 Попередній розрахунок швидкохідного валу

Конструкція швидкохідного валу представлена наРис.6.1.

Діаметр вихідного кінця валу:

приймаємо стандартне значення >d = 40 мм.

Для зручності монтажу деталей вал виконуємо східчастої конструкції. Діаметр валу під

Страница 1 из 3 | Следующая страница

Схожі реферати:

Навігація