Привод ленточного конвейера с коническо-цилиндрическим двухступенчатым редуктором

Исполнительный механим.cdw

Технические характеристики
Линейная скорость 1 мс.
Размеры для справок.
Корпуса подшипников заполнить смазкой
солидол Ж ГОСТ 1033-79 на 13 свободного
Плоскости разъема корпусов и крышек
покрыть герметиком У-30М ГОСТ 13489-79.

Привод конвейера.cdw

Привод ленточного конвейера
Техническая характеристика
Передаточное отношение
Частота быстроходного вала

Спецификация привода.cdw

Пояснительная записка
Болт 1.1.M16x300 ГОСТ 24379.1-80
Болт М6x35 ГОСТ 15591-70
Болт М8x55 ГОСТ 15591-70
Болт М14x70 ГОСТ 15591-70
Болт М16x55 ГОСТ 15591-70
Гайка М6-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М8-6H ГОСТ 5915-70
Шайка М14-6H ГОСТ 5915-70
Гайка М16-6H ГОСТ 5915-70
Шайба 14 ГОСТ 6402-70
Двигатель асинхронный 4А100S2У3
IM1081 ТУ16-525.571-84
Редуктор КЦ1-200 ГОСТ 27142-86
Ремень УО ТУ 38-40534-75

Курсовая на печать (1).docx

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
ЮЖНО-УРАЛЬСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ УНИВЕРСИТЕТ
Кафедра «Теоретической механики и основы проектирования машин»
Тема проекта: «ПРИВОД ЛЕНТОЧНОГО КОНВЕЙЕРА»
Пояснительная записка к курсовому проекту по курсу
«Детали машин и основы конструирования»
Автор проекта – студент группы
Проект защищен с оценкой:
Техническое задание .3
Кинематический и силовой расчёты привода.
Выбор электродвигателя . .5
1 Определение расчетной мощности на валу исполнительного механизма .. .5
2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя 6
3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и электродвигателя 7
4 Выбор электродвигателя ..8
5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора .. 10
Проектирование открытой передачи ..15
1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ .16
Проектирование исполнительного маханизма . ..18
1 Проектный расчет вала .18
2 Подбор подшипников и шпонок .. 18
3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту .. . 20
4 Проверочный расчет подшипников на долговечность ..23
5 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном ..25
Список литературы . 27
Целью данного курсового проекта является проектирование привода ленточного конвейера на основании комплексного технического задания. Привод включает в себя электродвигатель соединенный при помощи клиноремённой передачи с коническо-цилиндрическим редуктором который в свою очередь при помощи фрикционной предохранительной компенсирующей муфты соединен с валом исполнительного механизма.
Рассмотрим назначение а также достоинства и недостатки всех компонентов.
Электродвигатель предназначен для преобразования электрической энергии в механическую а также обеспечения номинальной мощности и частоты вращения на входном валу редуктора.
Ременная передача основана на использовании сил трения между ремнями и шкивом. Преимуществами являются – возможность передачи движения на большие расстояния без увеличения массы привода простота конструкции и эксплуатации плавность хода и бесшумность работы. К недостаткам можно отнести большие габариты небольшие передаваемые мощности повышенные нагрузки на валы опоры.
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.
Исполнительный механизм представляет собой барабан.
Кинематический и силовой расчёты привода. Выбор электродвигателя
Рисунок 1 - Кинематическая схема привода ленточного конвейера:
- электродвигатель; 2 - ременная передача; 3 - двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 - компенсирующая муфта; 5 - узел барабана.
1 Определение мощности на валу исполнительного механизма
Мощность на приводном валу Р4 кВт:
где Ft – окружное усилие на приводном валу Н;
V – окружная скорость на приводном валу мс.
2 Определение расчётной мощности на валу электродвигателя
Расчётная мощность на валу двигателя Р1 определяется с учётом потерь в приводе:
где – общий КПД привода
– КПД ременной передачи 1=095;
– КПД коническо-цилиндрического редуктора 2=097;
– КПД подшипников исполнительного механизма 4=099
= 095·097·1·099=091.
3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и электродвигателя
Частота вращения приводного вала n4:
где D - диаметр барабана ленточного конвейера мм.
Частота вращения вала электродвигателя n1 мин-1:
где i – передаточное отношение привода.
Передаточное отношение привода равно произведению передаточных отношений всех передач:
Интервал оптимальных передаточных отношений для данного привода:
По формуле определим интервал оптимальных частот вращения вала электродвигателя:
4 Выбор электродвигателя
Выбираем электродвигатель в зависимости от средней частоты вращения и мощности которая должна быть близка к расчетной:
Полученное значение умножим на коэффициент 12 и по результату расчета выберем электродвигатель:
В этом случае двигатель для данного привода: 4А100S2У3 (рис.2). Рабочие характеристики двигателя:
-синхронная частота вращения nдв = 3000 мин –1
-мощность Pдв = 4 кВт;
-асинхронная частота n1 = 2850 мин –1.
По экономическим соображения паспортная мощность Pдв должна быть близка к расчетной мощности P1 при выполнении условия:
Выполнение данного условие говорит о том что расчетная мощность удовлетворяет условиям работы двигателя. Разность паспортной Pдв и расчетной P1 мощностей обеспечивает запас по мощности реализуемый при кратковременных пиковых перегрузках (например при пуске).
Проверка двигателя на перегрузочную способность при пуске:
где - кратковременность пускового момента двигателя: отношение начального пускового момента к номинальному паспортному приведенное в технической характеристике двигателя =22;
- - кратковременность кратковременных пиковых перегрузок в приводе =12
-следовательно условие выполнилось.
Рисунок 2 – Эскиз электродвигателя
5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора
Уточняем передаточное отношение привода:
Находим передаточное отношение редуктора:
Выбираем передаточного отношения редуктора по таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 ip = 20. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно:
Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:
j = 1 2 k-1 где k - порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);
Вращающие моменты на валах определим по формуле:
Результаты расчетов сведем в таблицу 2.
Силовые и кинематические параметры привода
Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу выбираем стандартный коническо-цилиндрический редуктор по ГОСТ 27142-86 типоразмера КЦ1-200 Твых = 750 Нм при nвх = 1000 мин-1.
Рисунок 3 - Эскиз редуктора
Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания выбираем компенсирующую цепную однорядную муфту по ГОСТ 20742-81 рассчитанную на максимальный вращающий момент равный 1000 Нм допускающая угловое смещение осей соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 05 до 12 мм.
Эти муфты отличает возможность использования серийно изготовленных цепей небольшие габаритные размеры простота монтажа без осевых смещений соединяемых валов способность компенсировать радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений деталей муфты и наличия зазоров. Из-за наличия в цепных муфтах значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с большими динамическими нагрузками.
Рисунок 4 - Эскиз муфты.
Проектирование открытой передачи
1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ
По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.
Следует отметить и недостатки присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней особенно быстроходных передачах.
Проектирование исполнительного механизма
1 Проектный расчет вала
Принимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного конца редуктора. d = 45 мм.
Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП мм определяем по формуле:
где t2- глубина паза в ступице мм t2 = 38 мм.
для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем: dП = 60 мм.
Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20226-82 (670 мм dБП 710 мм) примем dБП =70 мм:
Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 65 мм.
2 Подбор подшипников и шпонок
Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой определяем размеры шпонки вала под муфту:
Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:
высота шпонки h = 9 мм;
ширина шпонки b = 14 мм;
глубина паза вала t1 = 6 мм;
глубина паза ступицы t2 = 38 мм.
Исходя из геометрических параметров вала в месте соединения его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.
Шпонка призматическая для диаметра вала d = 60 мм:
высота шпонки h = 11 мм;
ширина шпонки b = 18 мм;
глубина паза вала t1 = 7 мм;
глубина паза ступицы t2 = 44 мм.
Рисунок 6 - Эскиз шпоночного соединения.
Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428 - 90) из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.
диаметр отверстия dП = 60 мм;
диаметр внешнего кольца D = 110 мм;
ширина подшипника В = 22 мм;
координата фаски r = 25 мм;
динамическая радиальная грузоподъёмность Cr = 300 кН;
статическая радиальная грузоподъёмность C0r = 160 кН.
Рисунок 7 - Эскиз подшипника.
3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту
Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании: Ft = 3500 Н
Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:
Сила натяжения на нагруженной стороне равна:
Общая сила действующая на барабан со стороны ремня:
Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ:
Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 2583 Н.
В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:
Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно что опасным сечением является сечение D так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.
Максимальное эквивалентное напряжение равно:
где dD - Диаметр вала в сечении D мм.
Рисунок 8 - Расчетная схема вала исполнительного органа
Допускаемое напряжение [] МПа:
где Kр- коэффициент режима работы Kр = 18;
[и] - допускаемое напряжение изгиба МПа.
где Т- предел текучести материала (Сталь 40Х) Т = 640 МПа;
[n] - коэффициент запаса [n] = 2.
МПа ≤ 17778 МПа - условие выполняется.
4 Проверочный расчет подшипников на долговечность
Fr = FA = FВ = 2583 Н;
Х- коэффициент радиальной нагрузки Х = 1;
е- коэффициент осевого нагружения е = 019;
Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
Где V- коэффициент внутреннего кольца V = 1;
КТ- температурный коэффициент КТ = 1;
КБ- коэффициент безопасности КБ = 13.
Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:
где a1- коэффициент долговечности a1 = 1;
a23- коэффициент учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала a23 = 03;
Сравниваем с требуемым ресурсом = 15000 ч:
Условие выполняется следовательно подшипник 1212 - годен.
5 Проверочный расчет шпоночного соединения
5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту
Условие работоспособности шпонки вала:
где Т- передаваемый момент Т = 5937 Нм;
d- диаметр вала d = 45 мм;
k- глубина врезания шпонки мм: k = h - t1 = 9 - 55 = 35 мм.
[см] -допускаемое напряжение смятия [см] 180 МПа.
условие выполняется.
5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном
Где Т- передаваемый момент Т = 5937 Нм;
d- диаметр вала d = 60 мм;
k- глубина врезания шпонки мм: k = h - t1 = 11 - 7 = 4 мм.
[см] -допускаемое напряжение смятия [см] 180 МПа.
0 МПа 180 МПа - условие выполняется.
Шпоночное соединение показано на рисунке 6.
Устиновский Е.П. Шевцов Ю.А. Яшков Ю.К. и др. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектированию по деталям машин.–Челябинск: ЧГТУ 1995.–102с.
Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т. 2. - 8-е изд. перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой. - М.: Машиностроение 2001. - 912 с: ил.
Чернавский С.А. Снесарев Г.А. и др. Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие. – М.: Машиностроение 1984 – 512с: ил.
Дунаев П.Ф. Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для машиностроительных специальностей вузов. 4-е изд. перераб. и доп. – М.: Высш. шк. 1985 – 476с.: ил.
Ряховский О.А. Иванов С.С. Справочник по муфтам. - Л.: Политехника 1991. - 384 с.: ил.
Сохрин П.П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ 1997. - 94 с.
Землянский Ю.М. Конструкция и расчет исполнительного механизма привода: учебное пособие Ю.М. Землянский. – Челябинск: Издательский центр ЮУрГУ 2014. – 61 с.

Спецификация исполнительного механизма.cdw

Болт М6x22 ГОСТ 15589-70
Болт М10x28 ГОСТ 15591-70
Кольцо A60.50 ХГА ГОСТ 13940-86
Манжета 1.1-60 x85-2 ГОСТ 8752-79
Манжета 1.1-70 x95-2 ГОСТ 8752-79
Подшипник 1212 ГОСТ 28428-90
Шайба 2 8 ГОСТ 6402-70
Шайба 2 10 ГОСТ 6402-70
Шайба 2.6.37 ГОСТ 13463-77
Шпонка 18 x 16 x 63 ГОСТ 10748-79
Крышка 12-110х70 ГОСТ 18512-73
Крышка 12-110 ГОСТ 18511-73
Крышка 12-110х70 ГОСТ 18511-73
Корпус ШМ 110 ГОСТ 13218.1-80
Шайба 7019-0632 ГОСТ 14734-69

Барабан.cdw

Барабан приводной спец.cdw

Вал.cdw