Реферат: Проектирование привода ленточного конвейера

Федеральное агентство пообразованию Российской Федерации

Государственное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

Владимирский государственныйуниверситет

Кафедра теоретической иприкладной механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

По дисциплине: Детали машин

и основы конструирования

Натему: Спроектировать привод ленточного конвейера

Пояснительная записка

Работувыполнил:

студентгруппы

Работупроверил:

Владимир 2008


Содержание

 

1. Кинематическиерасчёты

1.1 Выборэлектродвигателя

1.2 Действительноепередаточное отношение

1.3 Вращающиемоменты на валах

2. Допускаемыенапряжения

2.1 Выборматериала и термообработки зубчатых колёс

2.2 Допускаемыеконтактные напряжения

2.2 а Тихоходная ступень

2.2 б Быстроходнаяступень

2.3 Допускаемыенапряжения на изгиб

2.4 Предельныенапряжения.

3. Проектныйрасчёт зубчатых передач

3.1 Расчёттихоходной ступени

3.2 Расчётбыстроходной ступени

4. Расчётэлементов корпуса редуктора

5. Проектныйрасчёт валов

5.1 Тихоходный вал

5.2 Быстроходныйвал

5.3 Промежуточныйвал

6. Уточненный расчётвалов

6.1 Тихоходный вал

7. Уточненныйрасчёт подшипников (для тихоходного вала)

8. Выборсоединительных муфт

9. Расчётшпоночных соединений

10. Выбор и расчётмасла

11. Расчёт массыредуктора.

12. Сборка редуктора

Список литературы


1.Кинематическиерасчеты

 

1.1Выбор электродвигателя

 

Исходныеданные:

Окружноеусилие Р=450кг.

Скоростьленты конвейера V=0,55м/сек.

Размерыбарабана D=250мм. B=200мм. Н=650мм.

Рассчитываемтребуемую мощность:

/>

где

Р= 450кг.– окружное усилие

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

η- общий коэффициент полезного действия

/>

где

ηМ= 0,98– кпд муфты

ηП= 0,99– кпд подшипников

ηЗП= 0,97– кпд зубчатой передачи

/>

/>Вт

Числооборотов барабана

/>

где

D –диаметр барабана = 250мм.

/>

Ориентировочноепередаточное отношение:

/>

где

/>= 4,3 — передаточное отношение тихоходной ступени

/> = 5-передаточное отношение быстроходной ступени

/>

Предварительноечисло оборотов двигателя:

/>об/мин

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

 

1.2Действительное передаточное отношение

/> 

Передаточноеотношение быстроходной ступени />= 5

Передаточноеотношение тихоходной ступени находим из формулы

/>

Числооборотов

/> об/мин

/> об/мин

/> об/мин

Угловаяскорость

/>

/>

/>

 

1.3Вращающиеся моменты на валах:

/>

/>

/>


2.Допускаемое напряжение

 

2.1Выбор материала и термической обработки зубчатых колес

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

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

 

2.2Допускаемое контактное напряжение

/>

где

/> - предельнаяконтактная выносливость

/>МПа

/>МПа

Sn = 1.2– коэффициент безопасности

/> - коэффициентдолговечности

/>

где

/> - базовоечисло циклов нагружения зуба для закрытых редукторов при НВ<350ед.

/> -действительное число циклов нагружения

а)Тихоходная ступень

/>

где

n1= 191 об/мин — число оборотов

c1=uT=4.54

t –срок службы

/>

где

L = 5–срок службы в годах

КСУТ– 0,29

КГ– 0,5

/>

/>

/>

n2=42,07 об/мин

с2=1

/>

/> Принимаем/>=1

/>

/>МПа

/>МПа

/>МПа

б)быстроходнаяступень

/>

/>

/> Принимаем = 1

/>

/>МПа

/>МПа

/>

 

2.2Допускаемыйизгиб

/>

SF = 1,7– коэффициент безопасности

/>

/> />

Тихоходнаяступень

/>Принимаем = 1

/> Принимаем = 1

/>МПа />МПа

Расчетноенапряжение

/>МПа

Быстроходнаяступень

/> />

/>Принимаем = 1

/>Принимаем = 1

/>МПа />МПа

 

2.4Предельные напряжения

/> /> 


3.Проектныйрасчет зубчатых передач

 

3.1Тихоходная ступень

uT=4,54 T3=573·103 Н·мм />МПа

Межосевоерасстояние

/>

Где

UТ – передаточное отношение тихоходной ступени

К= 310 — приведенный коэффициент для прямозубых зубчатых передач

КН= 1,2– коэффициент нагрузки, зависит от типа редуктора и расположения зубчатыхколес относительно подшипников

Ψba = 0,25– коэффициент относительнойширины зубчатого колеса

/> 

Принимаемаw=180мм.

Ширинаколеса

/>

/>

Модульзацепления


/> Принимаем m=3

Находимчисло зубьев

/> Принимаем z1=24

/> Принимаем z2=108

Уточняемпередаточное отношение

/>

Диаметрыколес

шестерня

делительный/> 

диаметрвыступов />

диаметрвпадин />

колесо

делительный/> 

диаметрвыступов />

диаметрвпадин />

Уточняеммежосевое расстояние

/>

Скоростьзацепления

/>

Назначаемстепень точности 8 по ГОСТ 1643 – 81

Находимусилия в зацеплении

Окружноеусилие

/> 

Осевоеусилие

/>

где

β= 0– угол наклона зубьев

/>

Радиальноеусилие

/>

где

α= 20– угол зацепления

/>

Проверочныйрасчет

/>

где

КН– уточненный коэффициент нагрузки

/>

где

КНα= 1– коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КНβ= 1– коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длинеконтактных линий

КНV = 1,2– коэффициент учитывающийвнутреннюю динамику нагружения

/>

/>

Проверкапо контактным напряжениям

/>

где

/>

Y –коэффициент формы зуба

YF1=3,91YF2=3,60

/>

/>

 


3.2Быстроходная ступень

Т=27,954кНuБ=5         />

Межосевоерасстояние быстроходной ступени принимаем равное 198 мм.

Ширинаколеса

/>

/>

Модульзацепления

/> Принимаем m=2

Находимчисло зубьев

/> Принимаем z1=33

/> Принимаем z2=165

Уточняемпередаточное отношение

/>

Диаметрыколес

шестерня

делительный/> 

диаметрвыступов />

диаметрвпадин />

колесо

делительный/> 

диаметрвыступов />

диаметрвпадин />

Уточняеммежосевое расстояние

/>

Скоростьзацепления

/>

Находимусилия в зацеплении

Окружноеусилие

/> 

Осевоеусилие

/>

где

β=0- угол наклона зубьев

/>

Радиальноеусилие

/>

где

α=20- угол зацепления

/>

Проверочныйрасчет

/>

где

КН– уточненный коэффициент нагрузки

/>

где

КНα=1- коэффициент распределения нагрузки между зубьями

КНβ=1- коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длинеконтактных линий

КНV =1,2- коэффициент учитывающийвнутреннюю динамику нагружения

/>

/>

Проверкапо контактным напряжениям

/>

где

/>

Y –коэффициент формы зуба

YF1=3,79YF2=3,60

/>

/>


4.Расчетэлементов корпуса редуктора

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

/> принимаемδ=10мм

Толщинаребер жесткости /> 

Толщинасоединительных фланцев />

Толщинафундаментного фланца />

Диаметрфундаментных болтов /> 

ПринимаемdФ.Б.=16мм

Диаметрподшипниковых болтов />

ПринимаемdП.Б.=12мм.

Диаметрсоединительных болтов />

ПринимаемdБ.=12мм.

Ширинафланца /> />

Высотапод опоры гаек 1мм.

Шероховатостьповерхности опорных участков

Плоскостьсоединения крышки редуктора:

Чистоваяфрезеровка Ra=1,25

Поверхностьпод подшипник Ra=1,25

Поверхностьгайки, основание редуктора, смотровая крышка Ra=3,2


5.Проектный расчет валов

 

5.1Тихоходный вал

/>

Длявсех валов принимаем конструкционную сталь 45 ГОСТ

Прирасчете учитывается только кручение

/> 

где

MKP =573000- вращающий момент на тихоходном валу

WP – Осевой момент

/> 

/>

Выражаемдиаметр

/> Принимаем d=58мм

Диаметрпод подшипник

/>Принимаем dП=60мм

Диаметрпод колесо

/>/> Принимаем dК=64мм

Длиныучастков

/>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 доподшипника

Крышкиподшипников привертные.

В= 31мм – ширина подшипника.

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

Проверяемразмерную цепь

/>

10+35=17+31

Размернаяцепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

/>

5.2Быстроходный вал

 

/>

/>

Диаметрвыходной

/>

Дляудобства соединения с валом электродвигателя принимаем d=32мм

Диаметрпод подшипник

/>Принимаем dП=35мм

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

Диаметрза подшипником

/>Принимаем dЗ.П.=38мм.

Длиныучастков

/>Принимаем l1=50мм

=10мм — Зазор между подвижной и неподвижной частью

l2 = 16мм — ширина крышки подшипника

Крышкиподшипников привертные.

l3=18мм размер до фланца

b1=52мм ширина зубчатого венца

l4=23мм

Проверяемразмерную цепь

/>

10+38=16+21

Размернаяцепь не сходится следовательно находим ширину соединительных фланцев

/>

 

5.3Промежуточный вал

Прирасчёте промежуточного вала учитывают диаметр под подшипником не может бытьменьше dп быстроходного вала, т.е. [τ] = 15 Н/мм2.

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

/>

Определяемдиаметр вала

/>мм =>28 мм

Определяемдиаметр вала под подшипником

dп = d +(2…5) мм =30…33 => 40 мм

Определяемдиаметр вала за подшипником

dзап = dп +(2…5) мм = 30+(2…5)= 52 мм

Сучётом найденного dп и схемы редуктора принимаемподшипник качения средней серии № 308, для которого:

d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23 мм.

Ширинаредуктора

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


6.Уточненный расчёт валов

 

6.1Тихоходный вал

Мк=573НмFrT=3500Н FtT=1270H

FM=/>Нм

/>

Определяемреакции в опорах:

/> />

/>Н

/>

/>/>Н

/>

/>/>Н

/>/>

/>Н

Определяемсуммарные радиальные реакции

/> Н

/> Н

Определяемсуммарные изгибающие моменты в опасном сечении.

/>Н∙м

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

Расчетна статическую прочность

/>


где

Мmax – суммарный изгибающий момент

Мkmax – крутящий момент

Fmax=0 – осевая сила

W и WK – моменты сопротивления сечения валапри расчете на изгиб и кручение

А– площадь поперечного сечения

/>

Где

КП=2,2– коэффициент перегрузки

/>Нм

/>Нм

/>

/>

где

d=64мм– диаметр опасного сечения

b=18мм– ширина шпонки

h=12мм– высота шпонки

/>мм3

/>мм3

/>

Частичныекоэффициенты запаса прочности

/>

где

/> - пределтекучести материала

/> - пределтекучести материала

/>

Общийкоэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальныхи касательных сил.

/>

гдеST=1,3…2 – минимально допустимоезначение общего коэффициента запаса прочности по текучести

Статическаяпрочность обеспечена т.к. />

Расчетна сопротивление усталости


/>

где

/>=1,5…2,5коэффициент запаса прочности

/> - коэффициентызапаса прочности по нормальным и касательным напряжениямэ

/> />

где

σаи τа – амплитуды напряжений цикла

σти τт – среднее напряжение цикла

ψσD и ψτD – коэффициенты чувствительности кассиметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения

σ-10и τ-10 – пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Врасчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричномуциклу: σа=σи и σт=0, акасательные напряжения по отнулевому циклу: τа=τк/2и τт=τк/2

тогда

/>

М=135НмМК=573Нм W=22884,5мм3WК=48607,385мм3

/>

 

/>

/> />

τ-1=240МПаи σ-1=410МПа – пределы выносливости гладких образцов при симметричномцикле изгиба и кручения

КσD и КτD – коэффициенты снижения пределавыносливости

/> />

Кσ=2,2и Кτ=2,05 – эффективные коэффициенты концентрации напряжений

Кdσ=0,7 и Кdτ=0,7 – коэффициенты влиянияабсолютных размеров поперечного сечения

КFσ=0,89 и КFτ=0,94 – коэффициенты влияния качестваповерхности

КV=1 – коэффициент влиянияповерхностного упрочнения

/> />

/>

/> />

/> />

/>

Запаспрочности обеспечен т.к. />


7.Уточненный расчёт подшипников (для тихоходного вала)

Расчётподшипников 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 FA=0

L10h=25000ч Кб=1,3 –коэффициент безопасности

Эквивалентнаядинамическая нагрузка:

/>

где

КТ=1

Тогдаполучаем

/>

Rr1=2006H

Rr2=1494H

/>

/>

/>

Требуемыйподшипник подходит т.к СТР<Сr

Определяемдолговечность:

/>

/>

/>

/>

Полученнаядолговечность больше требуемой, следовательно подшипник подходит.


8.Выбор муфт

Длясоединения отдельных узлов и механизмов в единую кинематическую цепьиспользуются муфты.

Выбормуфт производиться в зависимости от диаметра вала и передаваемого крутящегомомента.

Tрасч= K∙T2, где

Т2= 573 Н∙м

K –коэффициент режима работы муфт

K =1.38 – для постоянного режима работы

Tрасч= 1.38∙573=790 Н∙м

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

Т=1000Нмd=58мм D=220мм L=226ммl1=110мм nmax=2850об/мин


9.Расчетшпоночных и шлицевых соединений

Расчетшпонки на тихоходном валу под муфту:

диаметрвала d1=58 мм

шпонка/> ГОСТ 23360-78

расчетшпонки на сжатие:

/>

[σ]см = 100 МПа

/>

расчетна срез:

/>

/>

Расчетшпонок под колесо

диаметрвала — 64 мм

шпонка/> ГОСТ 23360-78

расчетшпонки на сжатие:

/>

расчетна срез:

/>

/>

/>

Расчетшпонки на промежуточном валу под колесо:

диаметрвала d1=56 мм

шпонка/> ГОСТ 23360-78

расчетшпонки на сжатие:

/>

расчетна срез:

/>

/>


10.Назначение смазочной системы

Дляуменьшения потерь на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихсяповерхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также дляпредохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежноесмазывание трущихся поверхностей.

Глубинапогружения зубчатого колеса в масло находиться из соотношения

/>

ПринимаемhM=20мм

Объеммасла определяем из расчета 0,25 дм3 на 1кВт передоваемой мощности. />дм3

Потаблице по окружной скорости и допускаемому напряжению принимаем вязкость масла= />. Понайденной вязкости по таблице выбираем индустриальное масло И-50А.


11.Расчет массы редуктора

Массадля цилиндрического редуктора определяется по формуле:

/>

где

φ=0,36– коэффициент заполнения

ρ=7300кг/м3– плотность чугуна

V – условныйобъем редуктора

/>

где

L=831мм– длина редуктора

В=311мм– ширина редуктора

Н=852мм– высота редуктора

/>

/>


12.Сборкаредуктора

Сборку редуктора производят в следующей последовательности:

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

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


Списоклитературы

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. иИванов В.Н.: «Детали машин. Курсовое проектирование»: Учеб. пособие длямашиностроительных вузов; М.: Высш. шк., 1975 г

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

еще рефераты
Еще работы по промышленности, производству