417.04.00.00 -2015 год (РПЗ)

Посмотреть архив целиком


Московский государственный технический университет им. Н.Э. Баумана


Кафедра «Детали машин»










Привод ленточного транспортёра

Пояснительная записка


ДМ 417-04.00.00 ПЗ












Студент ______________________ (Мельникова В. Г.) Группа СМ2-61

Руководитель проекта ______________________________ (Зимин В. В.)















2015г.

Содержание

Введение………………………………………………………….………………..3


1. Краткое описание работы изделия и его назначение………………………4

2. Кинематический расчет привода ……………………………………….….. 5

3. Расчет зубчатых передач…………………………………………...………...7

4. Разработка компоновочной схемы

  1. 4.1. Предварительный расчет валов……………………………………...……9

  2. 4.2. Расчет расстояния между деталями передач ………………………..…10

  3. 4.3. Выбор типа подшипника и схемы его установки ……………...………10

  4. 4.4. Составление компоновочной схемы редуктора………………………..10

5. Расчет подшипников

5.1.На быстроходном валу………………………………………..…………11

5.2.На промежуточном валу……………………………..………………….14

5.3.На тихоходном валу……………………………………………………..17

5.4.На приводном валу………………………………………………………20

6. Проверочный расчет валов на прочность

6.1. Быстроходного вала………..……………………………...…………....23

6.2. Промежуточного вала ………..……………………...………………....28

6.3. Тихоходного вала …..………………………..………...……….............33

6.4. Приводного вала ……………………………………...………………...38

7. Расчет соединений

7.1.Соединени с натягом

7.1.1.Колеса и тихоходного вала……………………….……………….45

7.1.2.Колеса и промежуточного вала………………………….………..46

7.2. Шпоночного

7.2.1.Соеднение быстроходного вала и крышки……………...……….49

7.2.2.Соединение тихоходного вала и полумуфты……………..……..50

7.2.3.Соединение приводного вала и барабана………………………..50

7.3. Сварное соединение………………………………………………...…..51

7.4.Болтовое соединение…………………………………………………….52

8. Выбор смазки редуктора…………………………………………………… 54

9. Расчет ременной передачи…………………………………………….……55

10. Подбор муфты ……………………………………………………..……….56

11. Порядок сборки привода……………………………………………………57

Список использованной литературы

Приложение 1

Приложение 2

Приложение 3

Приложение 4

Введение

Целью выполнения курсового проекта является спроектировать привод ленточного транспортера.

Составными частями привода являются электродвигатель, клиноременная передача, двухступенчатый цилиндрический редуктор, муфта, приводной вал.

Устройство привода следующее: вращающий момент передается с электродвигателя на входной вал редуктора с помощью ременной передачи; с выходного вала редуктора через муфту на приводной вал.

Требуется выполнить необходимые расчеты, выбрать наилучшие параметры схемы и разработать конструкторскую документацию, предназначенную для изготовления привода:

  • чертеж общего вида редуктора (на стадии эскизного проекта);

  • сборочный чертеж редуктора (на стадии технического проекта);

  • рабочие чертежи деталей редуктора;

  • чертеж общего вида натяжного устройства;

  • чертеж общего вида привода;

  • расчетно-пояснительную записку и спецификации;

1.Краткое описание работы изделия и его назначение

Ленточный транспортер предназначен для непрерывной горизонтальной транспортировки различных грузов.

Движение ленты осуществляется посредством сварного барабана. Передача вращения на него осуществляется посредством мотор-редуктора, состоящего из цилиндрического двухступенчатого редуктора (развернутая схема) и асинхронного электродвигателя (исполнение IM 1081), сообщающихся посредством ременной передачи, ведомый шкив которой установлен на разгрузочную втулку. Соединение приводного вала и тихоходного вала редуктора осуществляется посредством муфты.

Электропитание осуществляется от сети переменного 3-х фазного тока с частотой 50 Гц и напряжением 380 В. II типовой режим нагружения. Расчетный ресурс 10000 ч при надежности подшипников качения 90%, зубчатых передач 98%. Изготовление серийное – 120 штук в год.


2. Кинематический расчет привода


Для проектирования ленточного транспортера, прежде всего, необходимо выбрать электродвигатель. Для этого определим мощность, потребляемую движущим устройством (барабаном транспортера), оценим КПД привода, подсчитаем вращающие моменты на валах привода. Таким образом, определим исходные данные для расчета передач.


Вращающий момент на приводном валу:

Момент на валу колеса тихоходной ступени редуктора:

оп = 0,99 – КПД опор приводного вала ([1], таб. 1.1, подшипники качения (одна пара));

м = 0,98 – КПД муфты ([1], таб. 1.1, муфта соединительная);

Частота вращения приводного вала или выходного вала редуктора:

Потребляемая мощность привода:

Требуемая мощность электродвигателя:


общ = ред *оп м рп = 0,97*0,99*0,98*0,95 = 0,89

ред = 0,97 – КПД редуктора ([1], таб. 1.1,зубчатая цилиндрическая передача));

рп =0,95 - КПД ременной передачи([1], таб. 1.1,);

Передаточное число между электродвигателем и редуктором: u=2,5 ([1], таб. 1.3. ременная передача);

Подбор электродвигателя осуществлялся с помощью ЭВМ, исходя из его мощности и частоты вращения ротора, также учитывалась его масса и размеры (Приложение 1). В результате был выбран электродвигатель АИР90L2/2850, с мощностью – 3кВт, частотой вращения вала – 2850 об./мин., массой 28,7 кг и диаметром вала 24 мм ([1], таб. 24.9).


Общее передаточное число привода:


Передаточное отношение механизма и ступеней редуктора – см. Приложение 2.

Частота вращения тихоходного и быстроходного валов – см. Приложение 2.

Частота вращения промежуточного вала:


Вращающие моменты на валах привода – см. Приложение 2.


3. Расчет зубчатых передач


Расчет зубчатых передач редуктора осуществлен на ЭВМ в два этапа. На первом этапе было получено 36 вариантов исполнения 2-х ступеней редуктора (Приложение 1). Выбор оптимального варианта осуществляется посредством 8 параметров, характеризующих передачу.

Был выбран 5 вариант по следующим причинам:

- термическая обработка колес – улучшение, твердость 28.5HRC и термическая обработка шестерен – улучшение и закалка ТВЧ, твердость 49 HRC являются оптимальными для работы передачи, дающие лучшую защиту от износа и от излома зуба;

- масса колес 8,3 кг и механизма 45 кг наименьшая;

- суммарное межосевое расстояние 220 мм обеспечивает оптимальные размеры редуктора, соразмерность узлов и деталей привода.

Конструктивные ограничения

Диаметр концевого участка быстроходного вала:

Диаметр впадин шестерни:

Оптимизацию производим с использованием графиков, которые строим по результатам расчета на ЭВМ.





На втором этапе для выбранного варианта были получены все расчетные параметры, требуемые для выпуска чертежей, а также силы в зацеплении, необходимые для расчета валов и выбора подшипников (Приложение 2).


4. Разработка компоновочной схемы

4.1. Предварительный расчет валов

Крутящий момент в поперечных сечениях валов из Приложения 2:

Быстроходного Tб= 25 Hм

Промежуточного Tпр=114,3 Hм

Тихоходного Tт= 504,3 Hм

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора (округляются в ближайшую сторону до стандартных ([1], таб. 24.1), диаметры концов валов согласуются с ([1], таб. 24.27), высота заплечика, координата и размер фаски подшипника принимается согласно ([1], стр. 46))

Для быстроходного:

Для промежуточного:


Для тихоходного:

4.2. Расчет расстояния между деталями передач

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса, между ними оставляем зазор:

L – расстояние между внешними поверхностями деталей передач.

Расстояние между дном корпуса и поверхность колес:

Расстояние между торцевыми поверхностями колес:


4.3. Выбор типа подшипника и схемы его установки

Первоначально назначаем фиксацию каждого вала двумя шариковыми радиальными подшипниками серии диаметров 2.

Для быстроходного: 205 d = 25 мм D = 52 мм B = 15 мм r = 1,5 мм

Для промежуточного: 305 d = 25 мм D = 62 мм B = 17 мм r = 2 мм

Для тихоходного: 209 d = 45 мм D = 85 мм B = 19 мм r = 2мм

Схема установки подшипников – «враспор», так как оно конструктивно наиболее проста.


4.4. Составление компоновочной схемы редуктора

Для вычерчивания эскизной компоновки предварительно принимаем:

Для быстроходного:

Длину промежуточного участка:

Длину посадочного конца вала:

Наружная резьба конического конца вала: М12х1,25 ([1], таб. 24.27)

Для тихоходного:

Длину промежуточного участка:

Длину посадочного конца вала: ([1], таб. 24.27)

Наружная резьба конического конца вала: М24х2 ([1], таб. 24.27)


5. Расчет подшипников


Валы представлены в пространственном отображении отстающими друг от друга, проставлено их направления вращения и направления наклона зубьев колес и шестерен. Радиальные подшипники заменены шарнирно-подвижными опорами.

5.1. На быстроходном валу


Исходные данные:

Частота вращения вала n=1134,2 об/мин

Радиальная сила в зацеплении Fr=572,1 Н

Осевая сила в зацеплении FA=285,8 Н

Окружная сила в зацеплении Ft=1545,5 Н

Вероятность безотказной работы 90%

Требуемый ресурс L10ah=10000 часов

Режим нагружения II – средний равновероятный

Диаметр шестерни на валу d1=32,034 мм

Консольная нагрузка Fк=412,77 Н

Линейные размеры l=114 мм

l1=81,5 мм

l2=52,8 мм

Определение радиальных реакций опор от сил в зацеплении


В плоскости YOZ

Проверка:


В плоскости XOZ



Проверка:

Суммарные реакции опор:

Радиальные реакции опор от действия консольной силы:

Проверка:


В дальнейших расчетах направление векторов реакций опор от действия муфты условно принимаем совпадающим с направлением векторов реакций от сил в зацеплении.

Реакции опор для расчета подшипников:

-коэффициент эквивалентности (для 2 типа нагружения)

Внешняя осевая сила, действующая на валах:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники: 205.

Для принятых подшипников из [1, таб. 24.10] находим:



Из [1, таб. 7.3]

Коэффициент осевого нагружения [1, таб. 7.2]:

При вращении внутреннего кольца V=1

Окончательно принимаем

Принимаем по [1, таб. 7.6] и

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1(вероятность безотказной работы 90%, [1, таб. 7.7]), а23=0,7 (обычные условия применения, [1, стр. 117], k=3 (шариковый подшипник):

Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие подшипник 205 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

5.2. На промежуточном валу



Исходные данные:

Частота вращения вала n=245,7 об/мин

Радиальная сила на шестерни в зацеплении Fr1=1631,4 Н

Радиальная сила на колесе в зацеплении Fr2=572,1 Н

Осевая сила на шестерни в зацеплении FA1=843,3 Н

Осевая сила на колесе в зацеплении FA2=285,8 Н

Окружная сила на шестерни в зацеплении Ft1=4402,2 Н

Окружная сила на колесе в зацеплении Ft2=1545,5 Н

Вероятность безотказной работы 90%

Требуемый ресурс L10ah=10000 часов

Режим нагружения II – средний равновероятный

Диаметр шестерни на валу d1=50,909 мм

Диаметр колеса на валу d2=147,966 мм

Линейные размеры l=116 мм

l1=41,5 мм

l2=33,5 мм


Определение радиальных реакций опор от сил в зацеплении


В плоскости YOZ

Проверка:


В плоскости XOZ





Проверка:


Суммарные реакции опор:

Реакции опор для расчета подшипников:

-коэффициент эквивалентности (для 2 типа нагружения)

Внешняя осевая сила, действующая на валах:

Предварительно назначаем шариковые радиальные однорядные подшипники: 305.

Для принятых подшипников из [1, таб. 24.10] находим:


Из [1, таб. 7.3]

Коэффициент осевого нагружения [1, таб. 7.2]:

При вращении внутреннего кольца V=1

Окончательно принимаем

Принимаем по [1, таб. 7.6] и

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка:

Расчетный скорректированный ресурс подшипника при а1=1(вероятность безотказной работы 90%, [1, таб. 7.7]), а23=0,7 (обычные условия применения, [1, стр. 117], k=3 (шариковый подшипник):

Так как расчетный ресурс больше требуемого и выполнено условие подшипник 305 пригоден. При требуемом ресурсе надежность выше 90%.

5.3. На тихоходном валу