Реферат: Проектирование привода ленточного конвейера

Курсовое проектирование

по дисциплине “Детали машин”

Тема:

“Проектированиепривода ленточного конвейера”


Введение

Основная цель курсового проекта по деталяммашин – приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом,студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и формдеталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность идолговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения имкурсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, атак же всей дальнейшей конструкторской работы.

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


1. Энергетический икинематический расчет привода

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

Pp=FtV=3,1×0,8=2,48 кВт,

где Ft – тяговое усилие на барабане,кН;

V – окружная скорость

Мощность, потребляемая электродвигателем:

Pэп=Рр/h=2,48/0,879=2,821 кВт,

где h — общийК.П.Д. привода:

h=h1h24h32h4=0,98×0,9954×0,92×0,995=0,879

где hпк, hм, hкп, hцп – КПДсоответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатойпередач.

Определяем частоту вращения приводного вала:

nр=60000×V/(p×D)=60000×0,8/(3,14×225)=67,9 мин-1.

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

nэж=nр×U0=67,9*10=679 мин-1,

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


U0=Uбпо×Uтпо=2,5×4=10,

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

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

Определяем передаточное число привода:

U0=nэда/np=710/67,9=10,45.

Разбиваем U0на передаточные числа:

Uтп=U0/Uбп=10,45/2,5=4

где Uбп=2.5 – передаточное числобыстроходной передачи;

Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:

n1=710 мин-1,

n2=n1/Uбп=710/2.5=284мин-1,

n3=n2/Uтп=284/4=71мин-1,

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

Р1=Рэп×hм =2,8×0.995=2.786 кВт;

Р2= Рэп ×hк.п×hпк×hм=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633кВт;

Р3=Р2×hк.п=2.633*0.98=2.58кВт;

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


w1=p×n1/30=3,14×710/30=74.35с-1;

w2=p×n2/30=3,14×284/30=29.74с-1;

w3=p×n3/30=3,14×71/30=7.43с-1.

Определяем крутящие моменты на валах привода по:

Т1=Р1/w1=2786/74.35=37.47 Н×м;

Т2=Р2/w2=2633/29.74=88.53 Н×м;

Т3=Р3/w3=2580/7.43=347.24 Н×м;

w1 w2 w3 Т1 Т2 Т3 74.35 с-1 29.74 с-1 7.43 с-1 37.47 Н×м 88.53 Н×м 347.24 Н×м
2. Выбор материала иопределение допускаемых напряжений для зубчатых передач

Желая получить сравнительно небольшие габаритыи невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колёссравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаемтермообработку: для шестерен – азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдостисердцевины 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 второйступени, 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-срокслужбы 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]), дляколеса второй ступени:

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

Сравнивая /> и />, отмечаем, что для колёс второйступени />>/>. Так как вседругие колёса вращаются быстрей, то аналогичным расчётом получим и для них />>/>. При этом длявсех колёс передачи />=1.

Допускаемые контактные напряжения определяем поформуле (8.55[2]), />

Для колёс обеих ступеней />=550/1.1=509 МПа

Для шестерней />=1050/1.2=875 МПа.

Допускаемое контактное напряжение для обеихступеней 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 учитывающийвлияние двустороннего приложения нагрузки.

KFС=1 т.к. нагрузка односторонняя.

/> число циклов (рекомендуется длявсех 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 расчетпередачи

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

/>=0.85(4+1) />=125

yba =0.4– коэффициентширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].

Ybd=0.5*yba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1–коэффициент ширины шестерни

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

Определяем ширину колеса:

/>мм

Определяем модуль:

/>,

где Ym=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:

b=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 расчёттихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29, с.149,[2]):

/>,

где KH=KHVKHb — коэффициент нагрузки

KHb=1.03

KHV – коэффициент динамическойнагрузки

/> м/c

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

/>

/>-коэффициент повышения прочностикосозубых передач по контактным напряжениям (8.28, с.149,[2]):

/>,

где KHa=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 расчёттихоходной ступени по напряжениям изгиба

/>,

где YFS – коэффициент формы зуба

ZFb — коэффициент повышения прочности зуба

KF – коэффициент неравномерности нагрузки

Для определения YFS определим /> и />:

/>

/>


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

/> МПа

/>МПа

Так как 65.8<95.5, то принимаем YF=3.75

Определяем YFb (8.34, с.150,[1]):

/>,

где по таблице 8.7[2] KFa=1.35

/>

/>

Найдём KF:

/>,

где KFb=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 геометрическихпараметров тихоходной передачи

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

Определяем диаметры вершин:

/> мм

/> мм

Диаметр впадин зубьев:

/> мм

/> мм


4. Расчет быстроходнойпередачи

Внешний делительный диаметр большегоконического 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 геометрическихпараметров быстроходной передачи

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

Диаметры вершин зубьев:

/>мм

/>мм

Диаметр впадин зубьев:

/>мм

/>мм


5. Расчет валов5.1 Проектный расчет валов

Произведём расчёт быстроходного вала:

Определим выходной конец вала:

/>,

где T1=34.47Нм

/> мм

Согласуем вычисленное значение с величинойдиаметра 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 буртикадля упора колеса dбк=40 мм. Диаметр участков для установкиподшипников 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 посадкиподшипников

dк=55 мм – диаметр в месте посадкиколеса

5.2 Проверочный расчеттихоходного 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

Строимэпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакцииопор (составим сумму моментов относительно опоры А):

/>


/> Н

Для определения реакции в опоре A составимсумму сил на вертикальную ось:

/>

/> Н

Строимэпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости.

Рассмотрим горизонтальную плоскость.

Запишем сумму моментов относительно опоры А:

/>

/> Н

Запишем сумму сил на вертикальную ось:

/>

/> Н

Строимэпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости.

Строим эпюру суммарных изгибающих моментов.

Строим эпюру крутящих моментов.

Опасным сечением будет, сечение I-I подшестерней. 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 поформулам (15.3, с.299, [2]):


/>

/>

где /> и /> - амплитуды переменныхсоставляющих

/> и /> - амплитуда постоянныхсоставляющих

/> и /> - масштабные коэффициенты

/> и /> - эффектные коэффициентыконцентрации 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 суммарныйкоэффициент запаса:

/>

Проверяем жёсткость вала. Для определениепрогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [2]. Средний диаметр принимаем равнымdк=55 мм.

/>,

/> мм4

Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr:

/> мм

Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ftи FM:

/>

/> мм

Определяем суммарный прогиб:

/> мм

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


/>

/> мм

Вал отвечает необходимым условиям жёсткости.


6. Выбор подшипниковкачения6.1 Проверочный расчетподшипников качения тихоходного вала

Необходимо подобрать подшипники для валатихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадкиподшипника 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, длякоторых 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 осевуюсоставляющую 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 формуле16.29 из [2]:

/>,

где по рекомендации имеем V=1; по таблице16.5[2] при/>находим X1=1, Y1=0 и при />, X1=1, Y1=0, по рекомендации кформуле (16.29[2]) находим Kт=1, Ks=1,3.

Ks- эффективныйкоэффициент концентрации напряжений при изгибе, Kт — эффективный коэффициентконцентрации напряжений при кручении.

/> Н

/> Н

Так как />, рассчитываем только второйподшипник.

/>3.68

C=6956.83*3.68=25601.1 Н

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

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


/>,

где Yo- коэффициент осевой статическойнагрузки, Хо- коэффициент радиальной статической нагрузки, Ро- эквивалентнаястатическая нагрузка.

/>H

Условие соблюдается: паспортное значениестатической грузоподъемности больше расчетного.


7. Расчет шпоночныхсоединений

Для закрепления деталей на валах редуктора используемпризматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ23360-78 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 насмятие:

/>. Условие прочности: />

а) />

б) />

в) />

г) />

Все выбранные шпонкиудовлетворяют напряжениям смятия.
8. Выбор муфт

Для соединения вала редуктора и валаэлектродвигателя 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, накоторой расположены пальцы

z=6 – число пальцев

/> - диаметр пальца

/> - длина резиновой втулки

/> Мпа

/> Мпа

Для соединения тихоходного вала редуктора свалом 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 уменьшенияпотерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяютсмазку передач в редукторе.

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

Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионноеТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость />.

Объём заливаемого масла определяем по формуле:

/>,

где /> - внутренняя длина редуктора

/> - внутренняя ширинаредуктора

/> - высота масла вредукторе

/> л.

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


Заключение

Для изготовления шестерен и колёс, желаяполучить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, былавыбрана 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 проверочныерасчёты на усталость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Все условияпрочности соблюдаются: /> мПа — по контактным напряжениям, /> мПа — понапряжениям изгиба.

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

Выбранные шпонки были проверены по напряжениямсмятия, 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.

3. КузьминА.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн.,1986.

4. ШейнблинтA.E. Курсовое проектирование деталей машин. — ”Высшая школа”, М., 1991.

5. АнурьевB.И. Справочник конструктора- машиностроителя. — ”Машиностроение”, М., 1978.

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству