Курсовая работа (т): Разработка редуктора для привода ленточного конвейера

Разработка редуктора для привода ленточного конвейера

Введение

Машиностроению принадлежит ведущая роль среди остальных отраслей народного хозяйства, т.к. остальные производственные процессы выполняют машины. На основе развития машиностроения осуществляются комплексная механизация и автоматизация производственных процессов в промышленности, строительстве, сельском хозяйстве, на транспорте.

Повышение эксплуатационных и качественных показателей, сокращение времени разработки и внедрения новых машин, повышение их надежности и долговечности - основные задачи инженера-конструктора.

В данном курсовом проекте мне необходимо разработать редуктор для привода ленточного конвейера, который должен удовлетворять требованиям надежности, долговечности и иметь высокие эксплуатационные характеристики.

Для достижения поставленных целей необходимо произвести прочностной расчет валов и зубчатых передач, предусмотреть установку предохранительной муфты.

Долговечность редуктора определяется в основном его подшипниковыми и сальниковыми узлами. Исходя из этого, необходимо произвести расчет подшипников на долговечность по их динамической грузоподъемности и подобрать соответствующие прокладки и манжеты для обеспечения герметичности редуктора.

Дано:

. Окружная сила на барабане привода ленточного конвейера:

F_раб = 7.5 кН

. Скорость движения ленты:

V_раб = 0,5 м/с

. Диаметр барабана:

D _б = 300 мм

. Длина барабана:

В _б = 500 мм

Срок службы 5 лет

К_г = 0,7, К_с = 0,5

График загрузки:

1. Потребляемая мощность привода.

Р_вых = F_раб × V_раб = 7,5 кН × 0,5 м/с =3,75 кВт

. Общий КПД привода:

          h_о =h_рем × h_ред × h_в= 0,95 × 0,96² × 0.99=0,86

Принимаем h_рем = 0,95; h_ред=0,96; h_в=0.99

3. Потребная мощность электродвигателя:

Принимаем Р_э.потр. = 4 кВт

. Выбор электродвигателя по полученным данным (по табл. 2.2 [4]): двигатель 4А112МВ6У3

Р = 4 кВт;

n_с = 1000 об/мин;

S = 5,1%

. Определение частоты вращения барабана транспортера:

. Определение и разбивка общего передаточного отношения:

И = n ном / n в = 970 / 31,85 = 30,458

И_рем. = 2

И_ред. = И / И_рем = 30,458 / 2 = 15,23; И_т=3,15; И_б=5,6

. Определение частоты вращения валов привода: n₁ = 970 об/мин

. Определение крутящих моментов:

редуктор вал подшипник прокладка

9. Коэффициенты эквивалентности по графику нагрузки:

10. Время работы:

t_S = L × 365 × К_г × 24 × К_с = 5 × 365 × 0,7 × 24 × 0,5 = 15330 ч.

. Расчет клиноременной передачи:

По графику для определения сечения ремня (стр. 134, [1]) примем ремень сечения А, данные из табл.7.7 [1].

Р_тр = 4 кВт

n₁ = 970 об/мин

n₂ = 485 об/мин

Т₁ = 40 Н × м

Т₂ = 79 Н × м

) Вращающий момент:

2) Диаметр меньшего шкива:

Примем d₁ = 125 мм. (по ГОСТ 17383-73)

) Диаметр большего шкива:

d₂ = d₁ × И_рем × (1-e) = 125 × 2 × (1-0,01)= 247.5 мм

Примем d₂ = 250 мм. (по ГОСТ 17383-73)

) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а _min = 0,55 × (d₁ + d₂) + Т₀ = 0,55 × (125 + 250) + 8 = 214,25 мм

а _max = d₁ + d₂ = 125 + 250 = 375 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: L_р = 1400 мм.

) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 × p × (d₁ + d₂) = 0,5 × 3,14 × (125 + 250) = 588,75 мм

у = (d₂ - d₁)² = (250 -125)² = 15625 мм²

Принимаем а = 400 мм.

) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р₀ - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);

C_L - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);

С_р - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

С_z- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90        

С_a - коэффициент угла обхвата = 0,95

) Натяжение одной ветви ремня:

,

где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Так как условие не выполняется, то вычисленный выше ресурс недостаточен. Чтобы увеличить его до требуемого срока, следует взять шкивы большего диаметра.

d₁=250 мм, d₂= d₁И_рем(1-e)=495, по ГОСТ 17383-73 d₂=500 мм.

Ориентировочно можно считать, что при переходе к диаметру d1=250 мм ресурс возрастает пропорционально отношению диаметров в шестой степени:

, т.е. составляет Н= 282 64=18048

) Уточняем передаточное отношение:

5) Межосевое расстояние:

а _min = 0,55 × (d₁ + d₂) + Т₀ = 0,55 × (250 + 500) + 8 = 420,5 мм

а _max = d₁ + d₂ = 250 + 500 = 750 мм

6) Длина ремня:

Принимаем: L_р = 2500 мм

) Уточняем межосевое расстояние:

, где

w = 0,5 × p × (d₁ + d₂) = 0,5 × 3,14 × (250 + 500) = 1177,5 мм

у = (d₂ - d₁)² = (500 -250)² = 62500 мм²

Принимаем а = 650 мм

) Угол обхвата:

9) Число ремней:

Р₀ - мощность, допускаемая для передачи одним ремнем = 1,52 кВт (табл. 7.8 [1]);

C_L - коэффициент, учитывающий влияние длины ремня = 0,98 (табл. 7.9 [1]);

С_р - коэффициент режима работы = 1,0 (табл. 7.10 [1]);

С_z- коэффициент, учитывающий число ремней = 0,90        

С_a - коэффициент угла обхвата = 0,95

) Натяжение одной ветви ремня:

,

где Q - коэффициент, учитывающий центробежную силу = 0,10.

) Сила, действующая на вал:

12) Рабочий ресурс клиноремённой передачи (стр. 271, [3]):

Приняли 4 ремня.

Ремень А- 2500 Т ГОСТ 1284.1-80, шкивы примем изготовленными из чугуна СЧ15, т.к. V £ 30 м/с (V = 9м/c).

D_наруж. = d_p + 2 h₀

Примем шкивы с диском для меньшего и со спицами для большего.

Параметры шкивов (стр.286, [3]):

d_p = 250      d_p = 500

l_p = 11,0      l_p = 11,0₀ = 3,3     h₀ = 3,3= 8,7        h = 8,7

е = 15,         е = 15,0 = 10,       f = 10,0

a = 38°       a = 38°

r = 1 мм      r = 1 мм

Ширина шкива (стр. 287, [3]):

В_ш = (z - 1) × e + 2 × f = 3 × 15 + 2 × 10,0 = 65 мм

Толщина обода:

d_чуг. = (1,1…1,3) × h = 9,57 ¸ 11,31 » 10 мм

Толщина диска:

С = (1,2…1,3) × d = 9,6 ¸ 10,4 = 10 мм

Диаметр ступицы: d_ст. = (1,8…2) × d,

где     d - диаметр вала.

d_ст.1 = 2 × 28 = 56 мм

d_ст.2 = 2 × 32 = 64 мм

Длина ступицы: l_ст. = (1,5…2) _* d,

l_ст.1 = (1,5…2) × d = 42…112 мм       примем l_ст.1 = 110 мм

l_ст.2 = (1,5…2) × d = 96…128 мм       примем l_ст.1 = 110 мм

Число спиц для шкивов с D ³ 350 мм

принимаем z = 4

Ширина спицы

,

где     Т - передаваемый шкивом крутящий момент:

[s]_F = 30 Н/мм² - для чугунных шкивов

Толщина спицы а = (0,4…0,5) × h = 14,8…18,5 мм, примем а = 4 мм

Для эллиптического сечения

а₁ = 0,8 × а = 0,8 × 4 = 3,6

h₁ = 0,8 × h = 0,8 × 8,7 = 6,96

Меньший шкив примем:

Шкив Б3.250.50. Ц. СЧ 15 ГОСТ 20894 - 75

l = 90 L = 50

В_ш = 65 мм

D_наруж. = 256,6 мм

Большой шкив примем:

Шкив Б3.500.50 К. СЧ 15 ГОСТ 20897 - 75

l = 90           L = 50

В_ш = 65 мм

D_наруж. = 566,6 мм

. Расчет на контактную выносливость.

Определение допускаемых напряжений к расчету зубчатых передач на контактную выносливость

Рекомендуемые сочетания твердостей зубьев

Шестерня зубчатое колесо

Hb 320 hb 25046 hb 29062 hrc 45

645.4545288085938

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа

.1818237304688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа

.6363525390625

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа

.9077758789062

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа

.9091186523438

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа

.4176025390625

Допускаемые контактные напряжения для шестерни в МПа

.371948242188

Допускаемые контактные напряжения для колеса в МПа

.8224487304688

Допускаемые контактные напряжения к расчету параметров в МПа

.637451171875

Тихоходная ступень редуктора

1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПа

Межосевое расстояние a= 250 мм

Модуль нормальный mn= 4 мм

Число зубьев шестерни z1= 29

Число зубьев колеса z2= 93

Делительный диаметр шестерни d1= 118.8524551391602 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 126.8524551391602 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 381.1475219726562 мм

Диаметр выступов колеса da2= 389.1475219726562 мм

Ширина венца шестерни b1= 84.75 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 78.75 mм

Угол наклона зубьев b3= .2195295393466949 рад

Коэффициент смещения исходного контура x= 0

Окружная сила в зацеплении ft= 7267.84228515625 h

Распорная сила в зацеплении fr= 2645.49462890625 h

Осевая сила в зацеплении fa= 1621.640869140625 h

2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПа

Межосевое расстояние a= 200 мм

Модуль нормальный mn= 3.150000095367432 мм

Число зубьев шестерни z1= 30

Число зубьев колеса z2= 94

Делительный диаметр шестерни d1= 96.77419281005859 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 103.0741958618164 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 303.2257995605469 мм

Диаметр выступов колеса da2= 309.5257873535156 мм

Ширина венца шестерни b1= 69 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 63 mм

Угол наклона зубьев b3= 2172214984893799 рад

Коэффициент смещения исходного контура x= 0

Окружная сила в зацеплении ft = 9135.5029296875 h

Распорная сила в зацеплении f r= 3325.322998046875 h

Осевая сила в зацеплении fa = 2016.240112304688 h

3. Расчетные допускаемые напряжения 1061 МПа

Межосевое расстояние a = 140 мм

Модуль нормальный mn = 2.5 мм

Число зубьев шестерни z1= 27

Число зубьев колеса z2= 83

Делительный диаметр шестерни d1= 68.72727203369141 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 73.72727203369141 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 211.2727203369141 мм

Диаметр выступов колеса da2= 216.2727203369141 мм

Ширина венца шестерни b1= 50.09999847412109 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 44.09999847412109 mм

Угол наклона зубьев b3= .1892645508050919 рад

Коэффициент смещения исходного контура x = 0

Окружная сила в зацеплении ft = 13111.583984375 h

Распорная сила в зацеплении fr = 4772.61669921875 h

Осевая сила в зацеплении fa = 2511.61962890625 h

Быстроходная ступень

1. Расчетные допускаемые напряжения 523 МПа

Межосевое расстояние a = 180 мм

Модуль нормальный mn = 3.150000095367432 мм

Число зубьев шестерни z1 = 17

Число зубьев колеса z2= 95

Делительный диаметр шестерни d1= 54.64285659790039 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 60.94285583496094 мм

Делительный диаметр зубчатого колеса d2= 305.3571472167969 мм

Диаметр выступов колеса da2= 311.6571350097656 мм

Ширина венца шестерни b1= 62.70000076293945 мм

Ширина венца зубчатого колеса b2= 56.70000076293945 мм

Угол наклона зубьев b3= .2003347426652908 рад

Коэффициент смещения исходного контура x = 0

Окружная сила в зацеплении ft = 2888.81396484375 h

Распорная сила в зацеплении fr = 1051.5283203125 h

Осевая сила в зацеплении fa = 586.598388671875 h

2. Расчетные допускаемые напряжения 634 МПа

Межосевое расстояние a = 140 мм

Модуль нормальный mn = 2.5 мм

Число зубьев шестерни z1= 17

Число зубьев колеса z2= 93

Делительный диаметр шестерни d1= 43.27272796630859 мм

Диаметр выступов шестерни da1= 48.27272796630859 мм