Файл: Задание Спроектировать привод ленточного транспортера.doc

Скачать файл (0,34Мб)

Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 09.01.2024

Просмотров: 39

Скачиваний: 2

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Задание: Спроектировать привод ленточного транспортера.

В

ариант №40.

Исходные данные:

Скорость транспортера: V= 2 м/с

Окружное усилие: S=1.5 кН

Диаметр барабана: D=400 мм.

Тип транспортерной ленты: Б-800

Срок службы: 8 лет

Размер В: не менее 300

График нагрузки: К_сут=0,85, К_год=0,6

ВВЕДЕНИЕ.

Цель курсового проектирования – систематизировать, закрепить, расширить теоретические знания, а также развить расчетно-графические навыки студентов. Основные требования, предъявляемые к создаваемой машине: высокая производительность, надежность, технологичность, минимальные габариты и масса, удобство в эксплуатации и экономичность. В проектируемом редукторе используются зубчатые передачи.

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи мощности от двигателя к рабочей машине.

Назначение редуктора – понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с валом ведущим.

Нам в нашей работе необходимо спроектировать редуктор для ленточного транспортера, а также подобрать муфты, двигатель. Редуктор состоит из литого чугунного корпуса, в котором помещены элементы передачи – 2 шестерни, 2 колеса, подшипники, валы и пр. Входной вал посредством муфты соединяется с двигателем, выходной также посредством муфты с транспортером.

Выбор электродвигателя и кинематический расчет.

Кинематический анализ схемы привода.
Привод состоит из электродвигателя, двухступенчатого редуктора. При передаче мощности имеют место ее потери на преодоление сил вредного сопротивления. Такие сопротивления имеют место и в нашем приводе: в зубчатой передаче, в опорах валов, в муфтах и в ремнях с роликами. Ввиду этого мощность на приводном валу будет меньше мощности, развиваемой двигателем, на величину потерь.

1.1 Коэффициент полезного действия привода.
По таблице 1.1 [1] коэффициент полезного действия пары цилиндри-

ческих колес η_з.к. = 0,98; коэффициент, учитывающий потери пары

подшипников качения, η_п = 0,99; коэффициент, учитывающий потери в муфте η_м = 0,98; коэффициент, учитывающий потери в ремне с роликами

η_р = 0,9

0,98*0,99*0,98 = 0,95

0,95*0,98*0,99 = 0,92

0,92*0,99 = 0,91

Общий КПД привода:

= 0,98² * 0,99⁵ * 0,98²*0,9 = 0,8

Выбор электродвигателя.

Мощность на валу барабана:

Р_б=S*V=1.5*2=3 кВт ,

где S-окружное усилие;

V-скорость транспортера;

Требуемая мощность электродвигателя:

Р_тр=Р_б/

=3/0,8=3,75 кВт,

Угловая скорость барабана:

,

Частота вращения барабана:

При выборе электродвигателя учитываем возможность пуска транспортера с полной загрузкой.

Пусковая требуемая мощность:

Р_п=Р_тр*1,3м=3,75*1,3=4,875 кВт

Эквивалентная мощность по графику загрузки:

кВт

По ГОСТ 19523-81 (см. табл. П1 приложения [1]) по требуемой мощности

Р_тр = 3,75 кВт выбираем электродвигатель трехфазный асинхронный

короткозамкнутый серии 4АН закрытый, обдуваемый с синхронной частотой

n = 1500 об/мин 4АН100S4 с параметрами Р_дв = 3 кВт и скольжением

S=4,4 %, отношение Р_п/Р_н=2. Р_пуск=2*3=6 кВт-мощность данного двигателя на пуске она больше чем нам требуется Р

_п=4,875 кВт.

Номинальная частота вращения двигателя:

где: n_дв – фактическая частота вращения двигателя, мин^-1;

n – частота вращения, мин^-1;

s – скольжение, %;

Передаточное отношение редуктора:

U=n_дв/n_б=1434/95,5=15

Передаточное отношение первой ступени примем u₁=5; соответственно второй ступени u₂=u/u₁=15/5=3
1.3 Крутящие моменты.

Момент на входном валу:

,

где: Р_тр – требуемая мощность двигателя, кВт;

– угловая скорость вращения двигателя, об/мин;

где: n_дв – частота вращения двигателя, мин^-1;

Момент на промежуточном валу:

Т₂ = Т₁ * u₁ * η₂

где: u₁ – передаточное отношение первой ступени;

η₂ – КПД второго вала;
Т₂ = 25*10³ * 5*0,92 = 115*10³ Нмм
Угловая скорость промежуточного вала:

Момент на выходном валу:

Т₃ = Т₂ * u₂ * η₃

где: u₂ – передаточное отношение второй ступени;

η₃ – КПД третьего вала;

Т₃ = 115*10³ * 3 * 0,91 = 314*10³ Нмм
Угловая скорость выходного вала:

Все данные сводим в таблицу 1:
таблица 1

	Быстроходный вал	Промежуточный вал	Тихоходный вал
Частота вращения, об/мин	n₁= 1434	n₂=286,8	n₃=95,5
Угловая скорость, рад/с	w₁= 150	w₂ =30	w₃= 10
Крутящий момент, 10³ Нмм	T₁= 25	T₂= 115	T₃= 314

2. Расчет зубчатых колес.
2.1 Выбор материала.
Выбираем материал со средними механическими характеристиками: для шестерни сталь 45, термическая обработка – улучшение, твердость НВ 230; для колеса – сталь 45, термическая обработка – улучшение, но на 30 единиц ниже НВ 200.

Допускаемые контактные напряжения по формуле (3.9 [1])

, МПа

где: σ_Н_lim_b– предел контактной выносливости, МПа;

, МПа

для колеса:

= 2*200 + 70 = 470 МПа

для шестерни: = 2*230 + 70 = 530 Мпа

К_Н_L – коэффициент долговечности

,

где: N_HO – базовое число циклов напряжений;

N_НЕ – число циклов перемены напряжений;

Так как, число нагружения каждого зуба колеса больше базового, то принимают К_HL = 1.

[S_H] – коэффициент безопасности, для колес нормализованной и улучшенной стали принимают [S_H] = 1,1

1,2.

Для шестерни:

Для колеса:

Тогда расчетное контактное напряжение определяем по формуле (3.10 [1])

= 0.45(481+428)=410 МПа.

Расчет быстроходной ступени двухступенчатого зубчатого редуктора.

Межосевое расстояние определяем по формуле (3.7 [1])

, мм

где: К_а – для косозубых колес К_а = 43;

u₁ – передаточное отношение первой ступени;

Т₂ – крутящий момент второго вала, Нмм;

К_Нβ

– коэффициент, учитывающий не равномерность распределения нагрузки по ширине венца.

При проектировании зубчатых закрытых передач редукторного типа принимают значение К_Нβ по таблице 3.1 [1]. К_Нβ=1,25

[σ_H] – предельно допускаемое напряжение;