Проектирование привода ленточного конвейера (123876)

Посмотреть архив целиком











Курсовое проектирование

по дисциплине “Детали машин”

Тема:

Проектирование привода ленточного конвейера”


Введение


Основная цель курсового проекта по деталям машин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы.

Проектируемый привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя марки 4A100L8У3 (Pд=3,0 кВт;Nд=710 мин), редуктора коническо-цилиндрического двухступенчатого, барабана. Передача крутящего момента от электродвигателя на редуктор осуществляется с помощью муфты МУВП (радиальное смещение 0,3 мм, угловое 0,8). Крутящий момент от редуктора на приводной вал передаётся с помощью жёстко-компенсирующей муфта (ГОСТ 5006-55).



1. Энергетический и кинематический расчет привода


Мощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:


Pp=FtV=3,10,8=2,48 кВт,


где Ft – тяговое усилие на барабане, кН;

V – окружная скорость

Мощность, потребляемая электродвигателем:


Pэпр/=2,48/0,879=2,821 кВт,


где  - общий К.П.Д. привода:


=124324=0,980,99540,920,995=0,879


где пк, м, кп, цп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.

Определяем частоту вращения приводного вала:


nр=60000V/(D)=600000,8/(3,14225)=67,9 мин-1.


Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:


nэж=nрU0=67,9*10=679 мин-1,


где U0 – общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4],


U0=UбпоUтпо=2,54=10,


где Uбпо, Uтпо – ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].

Исходя из вычисленных значений Рэп и nэж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения nэдс=710 мин-1 и мощностью Рэд=3,0 кВт.

Определяем передаточное число привода:


U0=nэда/np=710/67,9=10,45.


Разбиваем U0 на передаточные числа:


Uтп=U0/Uбп=10,45/2,5=4


где Uбп=2.5 – передаточное число быстроходной передачи;

Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:


n1=710 мин-1,

n2=n1/Uбп=710/2.5=284 мин-1,

n3=n2/Uтп=284/4=71 мин-1,


Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:


Р1эпм =2,80.995=2.786 кВт;

Р2= Рэп к.ппкм=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;

Р32к.п=2.633*0.98=2.58 кВт;


Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]:


1=n1/30=3,14710/30=74.35 с-1;

2=n2/30=3,14284/30=29.74 с-1;

3=n3/30=3,1471/30=7.43 с-1.


Определяем крутящие моменты на валах привода по:


Т11/1=2786/74.35=37.47 Нм;

Т22/2=2633/29.74=88.53 Нм;

Т33/3=2580/7.43=347.24 Нм;


1

2

3

Т1

Т2

Т3

74.35 с-1

29.74 с-1

7.43 с-1

37.47 Нм

88.53 Нм

347.24 Нм



2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач


Желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колёс сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, ,;для колеса – улучшение 230…260 HB,.

Определяем допускаемые контактные напряжения

Для колёс обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]):


мПа


для шестерни обеих ступеней

Коэффициент безопасности

Число циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1:


=60*1*71*10416=4,4*


Здесь n-частота вращения выходного вала,


=5*365*0,29*24*0,82=10416 ч-срок службы передачи.


По графику (рис.8.40[2]), для 245HB =1.5*, для 50…59 HRC =.

По таблице (8.10[2]), =0,25. По формуле (8.64[2]), для колеса второй ступени:


=*=0,25*4,4*=1,7*.


Сравнивая и , отмечаем, что для колёс второй ступени >. Так как все другие колёса вращаются быстрей, то аналогичным расчётом получим и для них >. При этом для всех колёс передачи =1.

Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (8.55[2]),

Для колёс обеих ступеней =550/1.1=509 МПа

Для шестерней =1050/1.2=875 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для обеих ступеней у которых H1>350 HB, а H2<350 HB, по формуле (8.56[2]),



=(875+509)/2=692 МПа,


но не более чем 1.25=1.25*509=636МПа. Принимаем =636 МПа.

Допускаемые напряжения изгиба

По таблице 8.9[2] для колёс обеих ступеней


=1.8HB=1.8*240=432МПа;


для шестерней


=12*HRC + 300=12*28+300=636 МПа.


Определяем по формуле (8.67[2]),



где - предел выносливости зубьев

SF – коэффициент безопасности

KFL – коэффициент долговечности

KFC – коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.

K=1 т.к. нагрузка односторонняя.


число циклов (рекомендуется для всех сталей)

=0,14*1,77*=2.4*

=0.14


т.к. , то KFL=1


По таблице 8.9[2] SF =1.75.

Допускаемые напряжения изгиба:

для шестерни =636/1.75=363 МПа;

для колеса =247 МПа.



3. Расчет тихоходной зубчатой передачи


3.1 Проектный расчет передачи


Межосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])


=0.85(4+1) =125


ba =0.4– коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].


bd=0.5*ba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1– коэффициент ширины шестерни


KH=1.08 – коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от bd (рис.8.15, с.130 [2])

Определяем ширину колеса:


мм


Определяем модуль:


,


где m=30 – коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2])

По таблице 8.1 назначаем =1.5мм

Выбираем число зубьев в рекомендуемых пределах:

=9o

Определяем суммарное число зубьев:



Находим число зубьев:



Уточняем значения делительных диаметров:


=мм

=мм


Определяем диаметры вершин:


мм

мм


Определяем ширину шестерни:


мм


3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]):


,


где KH=KHVKH - коэффициент нагрузки

KH=1.03

KHV – коэффициент динамической нагрузки


м/c


Назначаем девятую степень точности. Принимаем KHV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).



-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):


,


где KH=1.03 – в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])

По формуле (8.25[2]):


=


-коэффициент торцового перекрытия.



МПа

мПа


Определяем недогрузку:



3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба


,


где YFS – коэффициент формы зуба

ZF - коэффициент повышения прочности зуба

KF – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения YFS определим и :



По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от и находим и : =3.8, =3.75


МПа

МПа


Так как 65.8<95.5, то принимаем YF=3.75

Определяем YF (8.34,с.150,[1]):


,


где по таблице 8.7[2] KF=1.35



Найдём KF:


,


где KF=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])


KFV=1.04 (табл.8.3, с.131, [2])


Находим окружное усилие:


Н


Определяем напряжение:


мПа

мПа


Условие прочности выполняется.


3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачи


Ранее были определены мм, мм, b=50 мм.

Определяем диаметры вершин:


мм

мм


Диаметр впадин зубьев:


мм

мм



4. Расчет быстроходной передачи


Внешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]):



Примем число зубьев шестерни =24

Число зубьев колеса:


*U=24*2,5=60


Внешний окружной модуль:


мм


По таблице 9.1[3] принимаем =2,25 мм

Уточняем значения и :


мм


По таблице 9.4[3] принимаем =140 мм



Конусное расстояние:


мм


Ширина зубчатого венца:


мм


По таблице 9.5[3] принимаем b=21 мм

Внешний делительный диаметр шестерни:


мм


Углы при вершине начальных конусов:


ctg;ctg2,5=; =68,198`; =90-=90-68,198=21,802`


Средний делительный диаметр шестерни:


=2(72,7-0,5*21)*0,371=46,2 мм


Средний окружной модуль:



4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачи


Ранее были определены мм, мм, b=21 мм.

Диаметры вершин зубьев:


мм

мм


Диаметр впадин зубьев:


мм

мм



5. Расчет валов


5.1 Проектный расчет валов


Произведём расчёт быстроходного вала:

Определим выходной конец вала:


,


где T1=34.47Нм


мм


Согласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя: мм

Принимаем: d=25 мм, диаметр вала под подшипники мм.

Рассчитаем промежуточный вал:

Диаметр ступени для установки на неё колеса:


,


где Tпр=88.53 Нм


мм


Принимаем dк=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=30 мм.

Расчёт тихоходного вала.

Назначаем материал: Сталь 45.

Термообработка: улучшение.

Из таблицы 8.8 стр. 162 находим:


МПа

МПа


Определяем диаметр выходного конца вала:


мм, где МПа


Выбираем диаметры вала:

d=40 мм – диаметр в месте посадки муфты

dп=50 мм – диаметр в месте посадки подшипников

dк=55 мм – диаметр в месте посадки колеса


5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктора


Определяем длины вала:



c=80 мм


,


где lст=74 – ширина ступицы (округлена)

x=10 мм

w=60 мм – толщина крышки

Получаем:


l=74+2*10+60=154 мм


Составляем расчётную схему.

Определяем силу в месте посадки муфты:


Н

Определяем силы в зацеплении:


Н

Н

Н


Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А):



Н


Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось:


Н


Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Рассмотрим горизонтальную плоскость.

Запишем сумму моментов относительно опоры А:


Н


Запишем сумму сил на вертикальную ось:


Н


Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов.

Опасным сечением будет, сечение I-I под шестерней. Проверим статическую прочность вала в этом сечении.

Мпа


Крутящий момент: T=347.2МПа

Напряжение изгиба:


МПа


Напряжение кручения:


МПа


Определяем эквивалентное напряжение:


МПа


Условия прочности выполняются.

Определим пределы выносливости:


МПа

МПа


Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]):




где и - амплитуды переменных составляющих

и - амплитуда постоянных составляющих

и - масштабные коэффициенты

и - эффектные коэффициенты концентрации напряжений

По графику 15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим =0.72

По графику 15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим =1 МПа

По таблице 15.1, с. 300, [2] получаем =1,7 МПа и =1.4 МПа

Принимаем


; МПа


МПа


МПа


МПа


По формуле 15.3, с.299, [2] определим суммарный коэффициент запаса:



Проверяем жёсткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [2]. Средний диаметр принимаем равным dк=55 мм.


,

мм4


Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:


мм


Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM:


мм


Определяем суммарный прогиб:


мм


Определяем допускаемый прогиб (с.302, [1]):


мм


Вал отвечает необходимым условиям жёсткости.



6. Выбор подшипников качения


6.1 Проверочный расчет подшипников качения тихоходного вала


Необходимо подобрать подшипники для вала тихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадки подшипника d=50 мм, L=10416 ч.

Определяем реакции опор:


; H


; H


Учитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa=494,2Н, назначаем конические подшипники лёгкой серии, условное обозначение 7210, для которых по таблице 16.9 из [3] С=56000 Н, Cо=40000 Н, e=0,37.

С- паспортная динамическая грузоподъемность, Со- паспортная статическая грузоподъемность.

Выполняем проверочный расчет. Определяем осевую составляющую нагрузки по формуле 16.38 из [2]:


,

S1=0.83*0.37*4269.24=1309.85 Н

S2=0,83*0,37*5351,41=1643,42 Н


Принимаем =1643,42 Н и по формуле (16.36[2]) находим осевую нагрузку :


Н


Условие не раздвижения коле соблюдается Н

Определяем эквивалентную нагрузку по формуле 16.29 из [2]:


,


где по рекомендации имеем V=1; по таблице 16.5[2] при находим X1=1, Y1=0 и при , X1=1, Y1=0, по рекомендации к формуле (16.29[2]) находим Kт=1, K=1,3.

K- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, Kт - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении.


Н

Н


Так как , рассчитываем только второй подшипник.


3.68

C=6956.83*3.68=25601.1 Н


Условие С(потребная)<=C(паспортная) выполняется.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле 16.33 из [2] вычисляем, при Х=0.6, Y=1.04:


,


где Yo- коэффициент осевой статической нагрузки, Хо- коэффициент радиальной статической нагрузки, Ро- эквивалентная статическая нагрузка.



H

Условие соблюдается: паспортное значение статической грузоподъемности больше расчетного.



7. Расчет шпоночных соединений


Для закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок.


диаметр

сечение шпонки

рабочая длина

крутящий момент

вала, мм

b

h

шпонки lр, мм

на валах Т, H*м

25

8

7

40

37.47

34

10

8

30

88.53

40

12

8

58

347.24

55

16

10

60

347.24


Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие:


. Условие прочности:


а)


б)


в)


г)


Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия.


8. Выбор муфт


Для соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.


T, H*м

d, мм

D, мм

L, мм

63

25

100

104


Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]):


Мпа


где мм – диаметр окружности, на которой расположены пальцы

z=6 – число пальцев

- диаметр пальца

- длина резиновой втулки


Мпа

Мпа


Для соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55):


T, кH*м

d, мм

D0, мм

b, мм

710

40

110

12


Условие прочности:


Мпа


,


где b-длина зуба

Муфты отвечают условиям прочности.



9. Смазка редуктора


Для уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе.

Так как скорости колёс V<12…15м/с их смазывание производится погружением в масляную ванну. По рекомендации глубина погружение тихоходного колеса обычно не превышает 0,25 его радиуса.

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .

Объём заливаемого масла определяем по формуле:


,


где - внутренняя длина редуктора

- внутренняя ширина редуктора

- высота масла в редукторе

л.

Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61.



Заключение


Для изготовления шестерен и колёс, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, была выбрана легированная сталь 40Х и назначена термообработка: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, ,; для колес – улучшение 230…260 HB. Для тихоходной ступени были произведены проверочные расчёты на усталость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Все условия прочности соблюдаются: мПа - по контактным напряжениям, мПа - по напряжениям изгиба.

При расчёте тихоходного вала было установлено, что все условия прочности и жёсткости выполняются: запас сопротивления усталости , суммарный максимально возможный прогиб мм.

Выбранные шпонки были проверены по напряжениям смятия, все они удовлетворяют допустимым значениям.



Список используемых источников


1. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование.- “Технопринт”, Минск, 2000.

2. Иванов М.Н. Детали машин. - ”Высшая школа”, М., 1984.

  1. Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн., 1986.

  2. Шейнблинт A.E. Курсовое проектирование деталей машин. - ”Высшая школа”, М., 1991.

  3. Анурьев B.И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.


Случайные файлы

Файл
90893.rtf
54268.doc
32871.rtf
69043.rtf
103044.rtf




Чтобы не видеть здесь видео-рекламу достаточно стать зарегистрированным пользователем.
Чтобы не видеть никакую рекламу на сайте, нужно стать VIP-пользователем.
Это можно сделать совершенно бесплатно. Читайте подробности тут.