Проектирование привода ленточного конвейера

Федеральное агентство по образованию Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Владимирский государственный университет

Кафедра теоретической и прикладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине:Детали машин

и основы конструирования

На тему: Спроектировать привод ленточного конвейера

Пояснительная записка

Работу выполнил:

студент группы

Работу проверил:

Владимир 2008

Содержание

1. Кинематические расчёты

1.1 Выбор электродвигателя

1.2 Действительное передаточное отношение

1.3 Вращающие моменты на валах

2. Допускаемые напряжения

2.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колёс

2.2 Допускаемые контактные напряжения

2.2 а Тихоходная ступень

2.2 б Быстроходная ступень

2.3 Допускаемые напряжения на изгиб

2.4 Предельные напряжения.

3. Проектный расчёт зубчатых передач

3.1 Расчёт тихоходной ступени

3.2 Расчёт быстроходной ступени

4. Расчёт элементов корпуса редуктора

5. Проектный расчёт валов

5.1 Тихоходный вал

5.2 Быстроходный вал

5.3 Промежуточный вал

6. Уточненный расчёт валов

6.1 Тихоходный вал

7. Уточненный расчёт подшипников (для тихоходного вала)

8. Выбор соединительных муфт

9. Расчёт шпоночных соединений

10. Выбор и расчёт масла

11. Расчёт массы редуктора.

12. Сборка редуктора

Список литературы

1.Кинематические расчеты

1.1 Выбор электродвигателя

Исходные данные:

Окружное усилие Р=450кг.

Скорость ленты конвейера V=0,55м/сек.

Размеры барабана D=250мм. B=200мм. Н=650мм.

Рассчитываем требуемую мощность:

где

Р = 450кг.– окружное усилие

V = 0,55м/сек – скорость ленты конвейера.

η - общий коэффициент полезного действия

где

η_М = 0,98– кпд муфты

η_П = 0,99– кпд подшипников

η_ЗП = 0,97– кпд зубчатой передачи

Вт

Число оборотов барабана

где

D – диаметр барабана = 250мм.

Ориентировочное передаточное отношение:

где

= 4,3 - передаточное отношение тихоходной ступени

= 5- передаточное отношение быстроходной ступени

Предварительное число оборотов двигателя:

об/мин

Принимаем закрытый обдуваемый трех фазный асинхронный двигатель 112МА6 для которого N_д=3кВт, n_д=955 об/мин, d₁=32мм, l₁=80мм.( по таблице 24.7 Дунаев стр. 200)

1.2 Действительное передаточное отношение

Передаточное отношение быстроходной ступени = 5

Передаточное отношение тихоходной ступени находим из формулы

Число оборотов

об/мин

об/мин

об/мин

Угловая скорость

1.3 Вращающиеся моменты на валах:

2. Допускаемое напряжение

2.1 Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

Учитывая назначение редуктора принимаем для всех шестерен Сталь35Х ГОСТ 4543 – 81 (НВ ниже 350ед.). Термическая обработка – улучшение и нормализация до НВ 300ед, НВ₁=300ед.

Для зубчатых колес назначаем Сталь 35 ГОСТ 1050 – 81 НВ₂ = 280 ед.

2.2 Допускаемое контактное напряжение

где

- предельная контактная выносливость

МПа

МПа

S_n = 1.2– коэффициент безопасности

- коэффициент долговечности

где

- базовое число циклов нагружения зуба для закрытых редукторов при НВ<350ед.

- действительное число циклов нагружения

а) Тихоходная ступень

где

n₁= 191 об/мин - число оборотов

c₁=u_T=4.54

t – срок службы

где

L = 5– срок службы в годах

К_СУТ – 0,29

К_Г – 0,5

n₂=42,07 об/мин

с₂=1

Принимаем=1

МПа

МПа

МПа

б)быстроходная ступень

Принимаем = 1

МПа

МПа

2.2Допускаемый изгиб

S_F = 1,7– коэффициент безопасности

Тихоходная ступень

Принимаем = 1

Принимаем = 1

МПа МПа

Расчетное напряжение

МПа

Быстроходная ступень

Принимаем = 1

Принимаем = 1

МПа МПа

2.4 Предельные напряжения

3.Проектный расчет зубчатых передач

3.1 Тихоходная ступень

u_T=4,54 T₃=573·10³ Н·мм МПа

Межосевое расстояние

Где

U_Т – передаточное отношение тихоходной ступени

К = 310 - приведенный коэффициент для прямозубых зубчатых передач

К_Н = 1,2– коэффициент нагрузки, зависит от типа редуктора и расположения зубчатых колес относительно подшипников

Ψ_ba = 0,25– коэффициент относительной ширины зубчатого колеса

Принимаем а_w=180мм.

Ширина колеса

Модуль зацепления

Принимаем m=3

Находим число зубьев

Принимаем z₁=24

Принимаем z₂=108

Уточняем передаточное отношение

Диаметры колес

шестерня

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

колесо

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

Уточняем межосевое расстояние

Скорость зацепления

Назначаем степень точности 8 по ГОСТ 1643 – 81

Находим усилия в зацеплении

Окружное усилие

Осевое усилие

где

β = 0– угол наклона зубьев

Радиальное усилие

где

α = 20– угол зацепления

Проверочный расчет

где

К_Н – уточненный коэффициент нагрузки

где

К_Нα = 1– коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нβ = 1– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_НV = 1,2– коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения

Проверка по контактным напряжениям

где

Y – коэффициент формы зуба

Y_F1=3,91 Y_F2=3,60

3.2 Быстроходная ступень

Т=27,954кН u_Б=5

Межосевое расстояние быстроходной ступени принимаем равное 198 мм.

Ширина колеса

Модуль зацепления

Принимаем m=2

Находим число зубьев

Принимаем z₁=33

Принимаем z₂=165

Уточняем передаточное отношение

Диаметры колес

шестерня

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

колесо

делительный

диаметр выступов

диаметр впадин

Уточняем межосевое расстояние

Скорость зацепления

Находим усилия в зацеплении

Окружное усилие

Осевое усилие

где

β =0- угол наклона зубьев

Радиальное усилие

где

α =20- угол зацепления

Проверочный расчет

где

К_Н – уточненный коэффициент нагрузки

где

К_Нα =1- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

К_Нβ =1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий

К_НV =1,2- коэффициент учитывающий внутреннюю динамику нагружения

Проверка по контактным напряжениям

где

Y – коэффициент формы зуба

Y_F1=3,79 Y_F2=3,60

4.Расчет элементов корпуса редуктора

Материал корпуса редуктора СЧ 118 отливка в формовочную смесь толщина стенок корпуса:

принимаем δ=10мм

Толщина ребер жесткости

Толщина соединительных фланцев

Толщина фундаментного фланца

Диаметр фундаментных болтов

Принимаем d_Ф.Б.=16мм

Диаметр подшипниковых болтов

Принимаем d_П.Б.=12мм.

Диаметр соединительных болтов

Принимаем d_Б.=12мм.

Ширина фланца

Высота под опоры гаек 1мм.

Шероховатость поверхности опорных участков

Плоскость соединения крышки редуктора:

Чистовая фрезеровка Ra=1,25

Поверхность под подшипник Ra=1,25

Поверхность гайки, основание редуктора, смотровая крышка Ra=3,2

5. Проектный расчет валов

5.1 Тихоходный вал

Для всех валов принимаем конструкционную сталь 45 ГОСТ

При расчете учитывается только кручение

где

M_KP =573000- вращающий момент на тихоходном валу

W_P– Осевой момент

Выражаем диаметр

Принимаем d=58мм

Диаметр под подшипник

Принимаем d_П=60мм

Диаметр под колесо

Принимаем d_К=64мм

Длины участков

Принимаем l₁=90мм

=10 - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l₂ =16 - ширина до фланца

l₃ =34 – ширина участка вала

l₄ =17- расстояние от фланца до подшипника

Крышки подшипников привертные.

В = 31мм – ширина подшипника.

Подшипник №312 d=60мм D=30мм В=31мм r=3.5мм С=62,9мм С₀=48,4мм.

Проверяем размерную цепь

10+35=17+31

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

5.2 Быстроходный вал

Диаметр выходной

Для удобства соединения с валом электродвигателя принимаем d=32мм

Диаметр под подшипник

Принимаем d_П=35мм

Подшипник №307 d=35мм D=80мм В=21мм r=2,5мм С=25,7мм С₀=17,6мм.

Диаметр за подшипником

Принимаем d_З.П.=38мм.

Длины участков

Принимаем l₁=50мм

= 10мм - Зазор между подвижной и неподвижной частью

l₂ = 16мм - ширина крышки подшипника

Крышки подшипников привертные.

l₃=18мм размер до фланца

b₁=52мм ширина зубчатого венца

l₄=23мм

Проверяем размерную цепь

10+38=16+21

Размерная цепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

5.3 Промежуточный вал

При расчёте промежуточного вала учитывают диаметр под подшипником не может быть меньше d_п быстроходного вала, т.е. [τ] = 15 Н/мм².

Учитывают, что d₂ быстроходной ступени найден; d₁ тихоходной ступени найден.

Определяем диаметр вала

мм =>28 мм

Определяем диаметр вала под подшипником

d_п = d +(2…5) мм =30…33 => 40 мм

Определяем диаметр вала за подшипником

d_зап = d_п +(2…5) мм = 30+(2…5)= 52 мм

С учётом найденного d_п и схемы редуктора принимаем подшипник качения средней серии № 308, для которого :

d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм.

Ширина редуктора

В_р-ра = 13+10+27+52+20+23+12+10+38+10+34+10=310мм

6. Уточненный расчёт валов

6.1 Тихоходный вал

М_к=573Нм F_rT=3500Н F_tT=1270H

F_M=Нм

Определяем реакции в опорах:

Н

Н

Н

Н

Определяем суммарные радиальные реакции

Н

Н

Определяем суммарные изгибающие моменты в опасном сечении.

Н∙м

Для валов выбираем сталь 45, для быстроходной шестерни термическая обработка-улучшение, для промежуточного вала улучшение и закалку ТВЧ. Для тихоходного вала улучшение.

Расчет на статическую прочность

где

М_max – суммарный изгибающий момент

М_kmax – крутящий момент

F_max=0 – осевая сила

W и W_K – моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение

А – площадь поперечного сечения

Где

К_П=2,2 – коэффициент перегрузки

Нм

Нм

где

d=64мм – диаметр опасного сечения

b=18мм – ширина шпонки

h=12мм – высота шпонки

мм³

мм³

Частичные коэффициенты запаса прочности

где

- предел текучести материала

- предел текучести материала

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных сил.

где S_T=1,3…2 – минимально допустимое значение общего коэффициента запаса прочности по текучести

Статическая прочность обеспечена т.к.

Расчет на сопротивление усталости

где

=1,5…2,5 коэффициент запаса прочности

- коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениямэ

где

σ_а и τ_а – амплитуды напряжений цикла

σ_т и τ_т – среднее напряжение цикла

ψ_σD и ψ_τD – коэффициенты чувствительности к ассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения

σ_-10 и τ_-10 – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: σ_а=σ_и и σ_т=0, а касательные напряжения по отнулевому циклу: τ_а=τ_к/2 и τ_т=τ_к/2

тогда

М=135Нм М_К=573Нм W=22884,5мм³W_К=48607,385мм³

τ_-1=240МПа и σ_-1=410МПа – пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения

К_σD и К_τD – коэффициенты снижения предела выносливости

К_σ=2,2 и К_τ=2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

К_dσ=0,7 и К_dτ=0,7 – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения

К_Fσ=0,89 и К_Fτ=0,94 – коэффициенты влияния качества поверхности

К_V=1 – коэффициент влияния поверхностного упрочнения

Запас прочности обеспечен т.к.

7. Уточненный расчёт подшипников (для тихоходного вала)

Расчёт подшипников на статическую грузоподъёмность.

№ 312

d = 60 мм; D = 130 мм; B = 31мм; r = 2,5 мм;

С = 64,1 кН; С₀ = 49,4 кН;X = 1; Y = 0; w=4,4об/мин F_A=0

L_10h=25000ч К_б=1,3 – коэффициент безопасности

Эквивалентная динамическая нагрузка:

где

К_Т=1

Тогда получаем

R_r1=2006H

R_r2=1494H

Требуемый подшипник подходит т.к С_ТР<С_r

Определяем долговечность:

Полученная долговечность больше требуемой, следовательно подшипник подходит.

8. Выбор муфт

Для соединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепь используются муфты.

Выбор муфт производиться в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящего момента.

T_расч = K∙T₂, где

Т₂ = 573 Н∙м

K – коэффициент режима работы муфт

K = 1.38 – для постоянного режима работы

T_расч = 1.38∙573=790 Н∙м

Для вала диаметром 58 мм выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту. Муфта допускает радиальные смещения валов Δr = 0.4 мм; осевые 1-5 мм и угловые до 1°.

Т=1000Нм d=58мм D=220мм L=226мм l₁=110мм n_max=2850об/мин

9.Расчет шпоночных и шлицевых соединений

Расчет шпонки на тихоходном валу под муфту:

диаметр вала d₁=58 мм

шпонка ГОСТ 23360-78

расчет шпонки на сжатие:

[σ]_см = 100 МПа

расчет на срез:

Расчет шпонок под колесо

диаметр вала - 64 мм

шпонка ГОСТ 23360-78

расчет шпонки на сжатие:

расчет на срез:

Расчет шпонки на промежуточном валу под колесо:

диаметр вала d₁=56 мм

шпонка ГОСТ 23360-78

расчет шпонки на сжатие:

расчет на срез:

10. Назначение смазочной системы

Для уменьшения потерь на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей.

Глубина погружения зубчатого колеса в масло находиться из соотношения

Принимаем h_M=20мм

Объем масла определяем из расчета 0,25 дм³ на 1кВт передоваемой мощности. дм³

По таблице по окружной скорости и допускаемому напряжению принимаем вязкость масла = . По найденной вязкости по таблице выбираем индустриальное масло И-50А.

11. Расчет массы редуктора

Масса для цилиндрического редуктора определяется по формуле:

где

φ=0,36 – коэффициент заполнения

ρ=7300кг/м³ – плотность чугуна

V – условный объем редуктора

где

L=831мм – длина редуктора

В=311мм – ширина редуктора

Н=852мм – высота редуктора

12.Сборка редуктора

Сборку редуктора производят в следующей последовательности:

Вначале берут валы и вставляют шпонки в шпоночные пазы, затем на шпонки сажают зубчатые колёса. После этого на посадочные участки вала напрессовывают подшипники.

После проделанной операции промежуточный вал с подшипниками и колесом вставляют в верхнюю часть редуктора, после чего вставляют тихоходный вал, а затем быстроходный. Далее закрывают крышки редуктора и затягивают соединительные болты, дальше закрывают подшипниковые крышки. Проверяют редуктор на вращение. Заливают масло, проверяют герметичность и отправляют на испытание – обкатку.

Список литературы

1.Дунаев П.Ф.; Леликов О.П. : «Конструирование узлов и деталей машин»; М.; Высшая школа 2001г.

2.Чернавский С.А. : «Курсовое проектирование деталей машин»: - М.: Машиностроение, 1988 г

3.Иванов М.Н. и Иванов В.Н. : «Детали машин. Курсовое проектирование»: Учеб. пособие для машиностроительных вузов; М.: Высш. шк., 1975 г

4.Шейнблинт А.Е. : «Курсовое проектирование деталей машин»; Учеб. пособие для техникумов.-М.: Высш. шк.: 1991 г