Рефераты. Проектирование привода цепного транспортера

Проектирование привода цепного транспортера

Московский ордена Ленина, ордена Октябрьской Революции

и ордена Трудового Красного Знамени

Государственный Технический Университет имени Н. Э. Баумана

 

 

 

 

 

Факультет КМК

Кафедра К3-КФ

 

 

 

Проектирование привода цепного транспортера.

 

 

 

 

Студент _______________ (Бедняшов Р.В.)

Группа МСХ-62

Консультант _______________ (Комаров И.А.)

 

 

 

 

 

 

 

 

г. Калуга 2005

Содержание


2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера  4

3. Выбор электродвигателя  5

4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода  7

5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач  9

6. Определение диаметров валов  20

7. Выбор и проверка подшипников качения по динамической грузоподъёмности. 21

8. Проверочный расчёт наиболее нагруженного вала на усталостную прочность и жёсткость  23

9. Выбор и расчёт шпоночных соединений  26

10. Литература  28


2. Кинематическая схема привода ленточного конвейера



3. Выбор электродвигателя


1.                 Общий коэффициент полезного действия:

 - КПД упругой и компенсирующей муфты

 - КПД передачи

-КПД звёздочки

- КПД подшипника

2.                 Мощность электродвигателя:

 кВт

где Ft = 5300 Н – окружное усилие на барабане;

v = 0,68 м/с – скорость цепей транспортёра;

По таблице определяем, что Рэл = 7,5 кВт.

3.                 Частота вращения приводного вала:

мин-1,

где n4 – частота вращения приводного вала [мин-1];

 мм – диаметр звёздочки;

4.                 Частота вращения э/д:

 мин-1

где n΄эд – предварительная частота вращения э/д [мин-1];

Uобщ – общее передаточное число;

 , где

;

Uт =4

Принимаем nэд = 730 мин-1.

Выбираем тип э/д 4А160S8/730, который имеет следующие параметры: Рэд = 7,5 кВт, nэд = 730 мин-1.


4. Определение мощности, крутящего момента и частоты вращения каждого вала привода


Определим мощности: кВт;

                                       ;

                                       ;

                                       ;

где  – мощность на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводного вала,  – коэффициенты полезного действия быстроходной и тихоходной ступени, муфты и звёздочки соответственно.

Определим частоту вращения: ;

                                       ;

                                       ;

                                       ;

где  – частота вращения на валах редуктора, быстроходного, промежуточного, тихоходного валов и приводном вале,  – передаточное число, быстроходной и тихоходной ступеней редуктора соответственно.

Определим крутящие моменты: ;

                                       ;

                                       ;

                                       

где  – крутящие моменты на валах редуктора быстроходного, промежуточного, тихоходного и приводного валов .

Результаты расчётов занесём в таблицу 1.


Таблица 1.

Вал

Мощность

Частота вращения

Крутящий момент

1

2,18

750

27,7

2

2,09

172,5

115,76

3

2,01

43,13

444.5

4

1.91

43,13

422,4

 

5. Проектный и проверочный расчёт зубчатых передач


Расчёт тихоходной ступени редуктора.

Материал колеса и шестерни – сталь 45 улучшение. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс – улучшение, по таблице 3.1 имеем:

для шестерни: , , ;

для колеса: , , ;

где  – твёрдость рабочей поверхности зубьев,  и  – предел прочности материала на растяжение и предел текучести материала.

Определим коэффициенты приведения на контактную выносливость  и на изгибную выносливость  по таблице 4.1 лит. 1, учитывая режим работы №0: ; .

Определим число циклов перемены напряжений. Числа циклов  перемены напряжений соответствуют длительному пределу выносливости. По графику 4.3 определяем числа циклов на контактную и изгибную выносливость соответственно: , , .

Определим суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни и колеса соответственно: , где  и  – частота вращения шестерни и колеса соответственно;  – число вхождений в зацепление зубьев шестерни или колеса соответственно за один его оборот.

Так как , то принимаем .

Так как , то принимаем .

Найдём эквивалентное число циклов перемены напряжений для расчёта на изгибную выносливость: , , где  – коэффициенты приведения на изгибную выносливость;  – суммарное число циклов перемены напряжений для шестерни или колеса.

Так как  , то принимаем .

Так как  , то принимаем .

Определим допускаемые напряжения для расчётов на выносливость. По таблице 4.3 находим, что , , ,  – для шестерни и , , ,  – для зубчатого колеса,

где  и  – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности;  и  – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности; Найдём предельные допускаемые контактные и изгибные напряжения: , , , , где  – предел текучести материала колеса или шестерни;

Определим допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба при неограниченном ресурсе передачи: , , , , где  и  – длительный предел контактной выносливости и коэффициент безопасности;  и  – длительный предел изгибной выносливости и коэффициент безопасности.

Проверим передачу на контактную выносливость и изгибную выносливость: , , , .

Выбираем допускаемое контактное напряжение как меньшее из значений: .

Принимаем

Определим предварительное значение межосевого расстояния:

где ψа = 0,4 – коэффициент ширины тихоходной ступени.

=4– передаточное число ступени редуктора;

= 210.3 МПа – допускаемое контактное напряжение;

=1.04 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, определяем по рис. 6.2;

=422.4Н м– крутящий момент на валу колеса;

 – коэффициент нагрузки на контактную выносливость, определяется следующим образом.

Найдём коэффициенты нагрузки на контактную и изгибную выносливость по формулам:

 и ,

где  и  – коэффициенты концентрации нагрузки по ширине зубчатого венца;

 и  – коэффициенты динамической нагрузки (учитывают внутреннюю динамику передачи).

 - для прирабатывающихся зубьев при постоянной нагрузке;

Коэффициент  определяется по табл. 5.4 в зависимости от вида передачи (в данном случае цилиндрическая косозубая). Находим, что  и . Теперь находим значения коэффициентов нагрузки

 и .

Принимаем а = 250 мм

Определяем рабочую ширину колеса:

.

Ширина шестерни: .

Вычислим модуль передачи по формуле:

,где =215.7МПа–изгибное напряжение на колесе;, . Тогда . Из стандартного ряда значений  по ГОСТ 9563–60 выбираем значение .

Определим минимально возможный угол наклона зуба .

Рассчитываем предварительное суммарное число зубьев: . Округляем это число и получаем .

Определяем действительное значение угла  и сравниваем его с минимальным значением:

.

Найдём число зубьев шестерни  и колеса , учитывая что минимальное число зубьев для косозубой цилиндрической передачи ; .

Найдём фактическое передаточное число передачи: . Таким образом отклонение фактического передаточного числа данной ступени редуктора от номинального значения .

Проверим зубья колёс на изгибную выносливость. Для колеса получим: где  – коэффициент нагрузки при расчёте на изгибную выносливость;

 – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями, выбираем по табл. 6.4;

 – коэффициент, учитывающий форму зуба, находится по табл. 6.2 лит. 1;

 – коэффициент, учитывающий наклон зуба.

Сравниваем полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев колеса: .

Для шестерни: ,

где  и  – коэффициенты, учитывающие форму зуба, определяются по табл. 6.2.

Сравним полученное значение напряжения с допускаемым напряжением при расчёте на изгиб зубьев шестерни: .

Определим диаметры делительных окружностей шестерни и колеса соответственно.

, ,

где  – модуль зубчатых колёс;

 – угол наклона зуба;

Вычислим диаметры окружностей вершин зубьев  и впадин зубьев .

; ; ; .

Расчёт быстроходной ступени редуктора

Материал колеса и шестерни – сталь 45. Таким образом, учитывая, что термообработка зубчатых колёс и шестерни – улучшение, имеем:

Страницы: 1, 2



2012 © Все права защищены
При использовании материалов активная ссылка на источник обязательна.