Проектирование привода ленточного конвейера - Курсовая работа

В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе.Мощность P4, КВТ, на валу исполнительного органа определяется по формуле: , где Ft - окружное усилие, Н;Расчетная мощность на валу двигателя Р 1, КВТ, определяется с учетом потерь в приводе: , где? - общий КПД привода равный: ?1 - КПД открытой клиноременной передачи, ?1 = 0,95 [1, табл.1];Частота n4, мин-1, вращения вала: где D - диаметр барабана ленточного конвейера, мм; Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле: , где i - передаточное отношение привода, i1 - передаточное отношение открытой ременной передачи, i1=2…3 [1, табл.1];Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель - АИР 100L2 (рис. Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле: Где nc - синхронная частота вращения, мин-1, nc=3000 мин-1 [2]; S - относительное скольжение вала, %, S=5 %;Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле: , Подставив, значения получим: Назначаем передаточное отношение i1 открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Таким образом, передаточное отношение редуктора ip вычисляем следующим образом: Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27142-86 ip = 14. Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью: j = 1, 2…k-1, Тогда частота вращения 2-го вала будет равна: Вращающие моменты вычислим по формуле: j = 1,2…k, Вычислим вращающие моменты на всех валах: Вычисленные параметры запишем в таблицу.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 0,5 до 1,2 мм.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.Диаметр цапф вала в местах установки подшипников DП, мм определяем по формуле: кинематический привод муфта клиноременная где t2-глубина паза в ступице, мм, t2 = 3,8 мм. для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем: DП = 60 мм.Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под муфту: Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм: высота шпонкиh = 9 мм; глубина паза валат1 = 6 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 шпонкиh = 11 мм; Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28428-90), изза возможных перекосов опор подшипников.Окружная сила, действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании: Ft = 3500 Н. Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня: Q = S1 S2 = 875 4375 = 5250 Н. Из уравнения моментов найдем силы FA и FB: . 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.Определим эквивалентную динамическую нагрузку: Pr = VXFRKБKТ, где V-коэффициент внутреннего кольца, V = 1; Определяем по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс подшипника: гдеа1-коэффициент долговечности, a1 = 1; a23-коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;Условие работоспособности шпонки вала: где Т-передаваемый момент, Т = 638.94Нм; k-глубина врезания шпонки, мм: k = h - t1 = 9-5,5 = 3,5 мм.Условие работоспособности шпонки вала: где Т-передаваемый момент, Т = 638.94Нм; k-глубина врезания шпонки, мм: k = h - t1 = 11-7 = 4 мм.

Содержание

Введение

1. Кинематический и силовой расчет привода

1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа

1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя

1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя

1.4 Выбор электродвигателя

1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода. Выбор редуктора

2. Выбор муфты

3. Проектирование открытой передачи

3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ

4. Проектирование исполнительного органа

4.1 Проектный расчет вала

4.2 Подбор подшипников и шпонок

4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту

4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность

4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения

4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту

4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном

Список использованных источников