Введение
Согласно заданию на курсовой проект необходимо спроектировать привод ленточного конвейера. Ленточный конвейер предназначен для перемещения сыпучих материалов в горизонтальной плоскости или под небольшим углом к горизонту на небольшие расстояния.
Привод состоит как из стандартных деталей, так и из деталей форма и размеры которых определяются на основе конструктивных, технологических, экономических и других нормативов (корпус и крышка редуктора, валы, шестерни и др.).
Привод состоит из следующих основных элементов:
- электродвигатель – стандартный механизм, предназначен для преобразования электрической энергии в механическую;
- редуктор – нужен для повышения крутящего момента и понижения частоты вращения вала;
- муфта – предназначена для соединения валов, а также может служить для компенсации несоосности валов и динамических нагрузок;
- рама – сварная металлоконструкция, которая крепится к фундаменту или на другое основание и предназначена для установки на нее элементов привода.
1 Энерго-кинематический расчёт привода
Цель энергокинематического расчета – подбор электродвигателя и определение частот вращения и крутящих моментов на всех валах привода. Эти данные являются исходными данными для дальнейших проектных расчетов передач привода.
Схема привода представлена на рисунке 1.1.
1 – электродвигатель; 2 – муфта упруго-компенсирующая; 3 – редуктор; 4 – муфта жестко-компенсирующая; 5 – приводной вал с барабаном
Рисунок 1.1 – Схема привода
Исходные данные к расчёту следующие:
Окружное усилие
на барабане
кН;
Окружная скорость
м/с;
Диаметр барабана
мм;
Срок службы привода – 5 лет.
Ксут = 0,5.
1.1 Подбор электродвигателя
Выбор электродвигателя
осуществляется по мощности, требуемой
для обеспечения передачи крутящего
момента на приводном валу. Мощность на
приводном валу
,
кВт рассчитывается по формуле:
, (1.1)
Вт = 3,12 кВт.
Требуемую мощность
электродвигателя
, кВт
определим по формуле:
, (1.2)
где 
‑ общий
коэффициент полезного действия (КПД)
привода.
КПД привода
определяется как произведение КПД
элементов привода, т.е. по формуле:
, (1.3)
где 
‑ КПД
муфты соединительной,
= 0,98;
‑ КПД
зубчатой прямозубой передачи,
= 0,97;
‑ ‑ КПД
конической передачи,
= 0,96;
‑ КПД
одной пары подшипников,
= 0,99.
Значения КПД взяты из таблицы 1.1, [1].
Общее КПД привода:
Тогда требуемая мощность электродвигателя:
кВт.
На выходном валу
установлено выходное звено – барабан.
Окружная скорость на выходном звене
, м/с
определяется по формуле:
, (1.4)
где 
- угловая
скорость выходного звена, с-1;
‑ диаметр
выходного звена, м;
Отсюда угловую скорость выходного звена определим по формуле:
(1.5)
с-1
Частоту вращения выходного звена определим по формуле:
. (1.6)
с-1.
Определим
предварительно частоту вращения
двигателя
, мм
по формуле:
, (1.7)
где 
‑ передаточное
число тихоходной зубчатой передачи;
‑ передаточное
число быстроходной зубчатой передачи.
Предварительно
по таблице 1.2,
[1] принимаем
= 3,
= 5.
Тогда,
мин-1.
По требуемой
мощности электродвигателя
и частоте вращения
по таблице 16.7.1, [1].
Выбираем электродвигатель асинхронный
4А112МВ6У3
(ГОСТ 19523-81) с частотой вращения
мин-1,
и мощностью
кВт.
1.2 Определение частот вращения и крутящих моментов на валах привода
Для определения частот вращения на валах привода окончательно назначим передаточные числа передач:
Общее передаточное
число привода
рассчитаем по формуле [1]:
, (1.8)
где
‑ реальная
частота вращения электродвигателя,
мин-1.
.
Согласно таблице 1.2 [3] передаточное число тихоходной ступени для цилиндрических коническо-цилиндрических редукторов рекомендуется определять по формуле
, (1.9)
Тогда передаточное число быстроходной ступени:
, (1.10)
.
Определим частоты вращения на валах привода (обозначения валов соответствует обозначениям на рисунке 1.1):
Частота вращения на валу I:
мин-1;
Частота вращения на валу II:
мин-1;
Частота вращения на валу III:
мин-1;
Частота вращения на валу VI:
мин-1;
Крутящие моменты
на валах
, Н·м определяются по формуле:
(1.11)
где i – номер вала;
– мощность
на i-ом
валу, кВт;
– угловая
скорость i-ого
вала, с-1;
Рассчитаем мощности на валах привода:
Мощность на валу I:
кВт.
Мощность на валу II:
кВт.
Мощность на валу III:
кВт.
Мощность на валу VI:
кВт.
Определим угловые скорости валов по формуле (1.3):
Угловая скорость вала I:
с-1;
Угловая скорость вала II:
с-1;
Угловая скорость вала III и VI:
с-1;
Тогда крутящие моменты на валах:
Крутящий момент на валу I:
Н∙м;
Крутящий момент на валу II:
Н∙м;
Крутящий момент на валу III:
Н∙м;
Крутящий момент на валу VI:
Н∙м;
2 Проектный расчёт передач редуктора
2.1 Выбор материалов, термообработки и определение допускаемых напряжений для зубчатых колес
Для изготовления
колёс и шестерен выбираем материал
Сталь40Х (
МПа,
МПа,).
Назначаем термообработку по таблице 8.7, [3]:
‑ для колес – улучшение до H = (230…260)HB
‑ для шестерен – азотирование поверхности зубьев до твёрдости поверхности H = (50…59)HRС (твердость сердцевины зуба (26…30)HRС)
Определяем допускаемые контактные напряжения по формуле:
, (2.1)
где 
‑ предел
контактной выносливости, МПа;
‑ коэффициент
безопасности;
‑ коэффициент
долговечности.
Предел контактной выносливости рассчитывается по формуле из таблицы 8.8, [3]:
При азотировании поверхности
МПа.
При улучшении
, (2.2)
где 
- средняя
твёрдость материала, МПа.
, (2.3)
где 
и 
- минимальное и максимальное значение
твёрдости для выбранных материалов,
МПа.
для колес:
МПа
Тогда, предел контактной выносливости для колес:
МПа
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.
При улучшении для
колес выбираем
= 1,1.
При азотировании
для шестерен выбираем
= 1,2.
Коэффициент
долговечности
рассчитывается по формуле:
, (2.4)
где 
‑ циклическая
долговечность;
‑ эквивалентное
число циклов.
Циклическая
долговечность
рассчитывается [2] по формуле:
.
Тогда,
для колес:
для шестерен находим среднюю твердость поверхности по шкале Роквелла по формуле
(2.5)
Переводим твердость поверхности из шкалы Роквелла в шкалу Бринелля по графику рис. 8.40, [3]
54,5 HRC = 540 HB
Тогда
Эквивалентное
число циклов
рассчитывается по формуле [2]:
, (2.6)
где 
‑ коэффициент
режима работы (по таблице 8.9, [3]
для легкого режима работы
= 0,125);
‑ число
зацеплений зуба за один поворот колеса
(в нашем случае
= 1);
‑ частота
вращения, мин-1;
‑ расчётный
срок службы, ч.
Расчётный срок
,
ч службы рассчитаем по формуле:
, (2.7)
где 
‑ количество
лет службы привода (
= 5
по условию);
‑ количество
недель в году (
= 52);
‑ количество
рабочих дней в неделю (
= 5);
‑ количество
часов в смену (принимаем
= 8)
ч.
Тогда,
‑ для шестерни быстроходной ступени:
‑ для шестерни тихоходной ступени и колеса быстроходной ступени:
‑ для колеса тихоходной ступени:
Коэффициент долговечности
‑ для шестерни быстроходной ступени
‑ для колеса быстроходной ступени
‑ для шестерни тихоходной ступени
‑ для колеса тихоходной ступени
По рекомендациям
[3] при
<1
принимают
= 1.
Поэтому принимаем
= 1.
Допускаемые контактные напряжения для быстроходной ступени:
‑ для колеса:
МПа.
‑ для шестерни:
МПа.
Так как быстроходная передача коническая косозубая величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:
(2.8)
МПа
Окончательно
принимаем допускаемые контактные
напряжения для быстроходной передачи
МПа
Допускаемые контактные напряжения для быстроходной ступени:
‑ для колеса:
МПа.
‑ для шестерни:
МПа.
Так как быстроходная передача цилиндрическая косозубая величину допускаемых контактных напряжений определяют по формуле:
(2.9)
МПа
Окончательно
принимаем допускаемые контактные
напряжения для тихоходной передачи
МПа
Определяем допускаемые напряжения изгиба по формуле:
, (2.10)
где 
‑ предел
выносливости по напряжениям изгиба,
МПа;
‑ коэффициент
безопасности;
‑ коэффициент
учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки;
‑ коэффициент
долговечности.
Предел выносливости по напряжениям изгиба рассчитывается по формулам из таблицы 8.8, [3]:
Для колес при улучшении:
. (2.11)
МПа
Для шестерен при азотировании:
(2.12)
Определяем среднюю твердость сердцевины зуба
(2.13)
Тогда
МПа
Коэффициент безопасности выбирается по таблице 8.8, [3] в зависимости от термообработки.
При улучшении для
колеса выбираем
= 1,75.
При азотировании
для шестерни выбираем
= 1,75.
Коэффициент
долговечности
рассчитывается по формуле:
, (2.14)
где 
циклическая долговечность (
= 4·106
для всех сталей [3]).
‑ эквивалентное
число циклов перемены напряжений изгиба.
Эквивалентное
число циклов перемены напряжений изгиба
рассчитывается по формуле:
, (2.15)
где 
‑ коэффициент
режима работы (по таблице 8.9, [3]
для легкого режима работы
= 0,038);
Тогда:
‑ для шестерни быстроходной ступени:
‑ для шестерни тихоходной ступени и колеса быстроходной ступени:
‑ для колеса тихоходной ступени:
Коэффициент долговечности:
‑ для шестерни быстроходной ступени
‑ для колеса быстроходной ступени и шестерни тихоходной ступени
‑ для колеса тихоходной ступени
По рекомендациям [3]
при
<1
принимают
= 1.
Поэтому принимаем
= 
= 
= 1.
Коэффициент
учитывающий влияние двустороннего
приложения нагрузки в нашем случае при
одностороннем приложении нагрузки
.
Тогда допускаемые напряжения изгиба:
Для шестерен
МПа.
Для колеса быстроходной передачи
МПа.
Для колеса тихоходной передачи
МПа.