Содержание

1. Введение

2. Исходные данные.

3. Выбор электродвигателя, кинематический расчет.

4. Расчет передачи с клиновыми ремнями

5. Расчет зубчатой передачи с цилиндрическими колесами

6. Расчет открытой цепной передачи

7. Эскизное проектирование редуктора

8. Определение фактического ресурса выбранных подшипников

9. Уточненный расчет валов на сопротивление усталости

10. Обоснование выбора квалитетов и посадок

11. Конструирование элементов редуктора

12. Смазывание узлов трения редуктора

13. Список использованных источников

14. Приложение. Перечень листов графических документов.

1. ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ

Спроектировать привод ленточного транспортера, состоящего из трех механических передач: клиноременной передачи, расположенной горизонтально, зубчатого одноступенчатого редуктора и открытой цепной передачи, расположенной вертикально.

Тяговое усилие на ленте Fл=8,2кН, скорость ленты Vл=1,1м/с, диаметр барабана Dб=0,45м. Ресурс зубчатых колес L₂ -25000 часов, ремней-L₁ 0,05х25000=1250часов, цепи и подшипников L₃ -0,5х25000=12500часов. Возможны кратковременные перегрузки до 150% от номинальной нагрузки; работа двухсменная. Размер изготавливаемой партии транспортеров-30 шт.

Рекомендуется принять: электродвигатель серии 4А с частотой вращения nдв=1500 мин^-1; передаточное число редуктора U2=6,3; валы установить в подшипниках качения; материал зубчатых колес принять сталь 40Х, термообработка- улучшение.

На рис. 1 приведена кинематическая схема редуктора.

Рис. 1

1. Электродвигатель; 2; клиноременная передача; 3- редуктор; 4- цепная передача; 5- барабан; 6- лента транспортера.

2. ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ.

1. Мощность на валу барабана

2.2 Коэффициент полезного действия привода [2, табл. 1.1]

2.3 Требуемая мощность двигателя.

Принимаем асинхронный короткозамкнутый электродвигатель 4А132М4

[2, табл. 24.8, 24.9].

2.4 Частота вращения барабана

2.5 Расчетное передаточное число привода

Примем передаточное число ременной передачи

2. РАСЧЕТ ПЕРЕДАЧИ С КЛИНОВЫМИ РЕМНЯМИ

На рис 2. приведена схема ременной передачи; чтобы верхняя ветвь транспортерной ленты набегала на барабан, ведущему шкиву ременной передачи (двигателю) надо задать вращательное движение по часовой стрелке ( см. рис. 1)

рис. 2 рис. 3

1. Выбор сечения ремня

Частота вращения ведущего шкива ; передаваемая мощностьКрутящий момент

По номограмме (1, рис. 9.4) примем сечение ремня «Б»

По ГОСТ 1284-80 примем основные размеры сечения (рис. 3) : ширина ремня в нейтральной плоскости ( расчетная ширина) ; высота ремня; площадь сечения, масса 1 погонного метра ремняминимальный диаметр ведущего шкива .

3.2 Выбор диаметров шкивов

Примем значение , равное ближайшему послеиз стандартного ряда диаметров [3, табл. 3.5].; тогдаПо ГОСТ17383-73

Фактическое передаточное число ременной передачи

,

где ε-коэффициент упругого проскальзывания ремней по шкивам;

для клиновых ремней ε=0,01.

Скорость ремня

3.3 Межосевое расстояние передачи

Для рекомендуют

С целью снижения числа пробегов ремней (циклов нагружения от изгиба) и увеличения за счет этого ресурса ремней примем a₁ близким к a₁^max; a₁=525мм.

3.4 Расчетная длинна ремня

L_p=2a₁+π/2*(D₁+D₂)+(D₂-D₁)²/4a₁=1050+698,65+14,58=1763,23мм

Ближайшее стандартное значение L_p по ГОСТ 1284-80-1800мм; примем L_p=1800мм

3.5 Уточненное значение межосевого расстояния

,

Где W=π/2*(D₁+D₂)=714,35мм ; y=(D₂-D₁/2)²=7656мм².

3.6 Угол обхвата ремнями на ведущем шкиве (см. рис. 2)

3.7 Расчетная мощность, передаваемая одним ремнем

кВт

Где - номинальная мощность, передаваемая одним ремнем ; при расчетной длине , Р₀=1,74 кВт

- коэффициент угла обхвата; для;

- коэффициент длинны ремня; для, =0,95

- коэффициент динамичности нагрузки и режима работы;

Для работы ремней в режиме кратковременных перегрузок до 150% и

при двухсменной работе

3.8. Расчетное число ремней

Принимаем число ремней

3.9 Расчетная сила предварительного натяжения одной ветви ремня.

Где

3.10 Сила действующая на валы (см. рис 2)

cos ϒ= 90⁰- α₁/2=90⁰-161⁰/2=9,5⁰

3.11 Максимальное напряжение в ремнях.

рис. 4

В т. А( в точке набегания ремня на ведущий шкив) действует максимальное напряжение (суммарное )

Напряжение от предварительного натяжения

Напряжение от изгиба ремня при огибании ведущего шкива

Где Е- модуль упругости материала ремня;

Для клиновых ремней Е=80 МПа

МПа

3.12 Фактический ресурс ремней

Где

циклов.

Таким образом, выбранные ремни обладают требуемой долговечностью. Окончательно принимаем ремни Б-1800 Ш ГОСТ 1281-80; число ремней-6

Параметры передачи:

Диаметры шкивов –

Межосевое расстояние а₁=525 мм;

Передаточное число U₁=2,27

Диапазон регулирования межосевого расстояния:

В сторону уменьшения для монтажа ремней

В сторону увеличения для компенсации вытяжки ремней

3.13 Размер сечения обода шкивов (рис 5)

Для ремней сечения «Б»

b_р=14,0мм b=4.2мм;

h=10.8мм; l=19.0 мм;

f=12.5 мм; r=1.0мм

М=2

Размер обода ведущего шкива:

D_р=D₁=140мм;

D_l= D_р+2b=148.4 мм;

рис.5.

D_i=D_p-2h=118.4мм; b₁=17.0 мм

Размер обода ведомого шкива: D_р=D₂=315мм;

D_l=323,4мм; D_i=293,4мм;b₁=17.4 мм.

4. РАСЧЕТ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ С ЦИЛИНДРИЧЕСКИМИ КОЛЕСАМИ

4.1 Исходные данные

Частота вращения вала шестерни ( быстроходного вала редуктора) и вала колеса (тихоходного вала);

Мощность передаваемая шестерней.

Крутящий момент передаваемый шестерней;

Крутящий момент передаваемый колесом:

Для уменьшения динамики зубчатого зацепления за счет увеличения коэффициента перекрытия примем зубья колес косыми. Чтобы уменьшить величину осевых сил в зацеплении, угол наклона зубьев примем предварительно 10⁰ . Расположение опор валов редуктора относительно зубчатого зацепления - симметричное, поэтому ширину колес можно увеличить. Примем коэффициент ширины где ширина колеса, а₂ - межосевое расстояние передачи.