Реферат: Проектирование привода ленточного конвейера Энергетический и

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=3,1×0,8=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 — общий К.П.Д. привода:

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

где hпк, hм, hкп, hцп – КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.

Определяем частоту вращения приводного вала:

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

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

nэж=nр×U0=67,9*10=679 мин-1,

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

U0=Uбпо×Uтпо=2,5×4=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 U0на 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]:

Р1=Рэп×hм =2,8×0.995=2.786 кВт;

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

Р3=Р2×hк.п=2.633*0.98=2.58 кВт;

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

w1=p×n1/30=3,14×710/30=74.35 с-1;

w2=p×n2/30=3,14×284/30=29.74 с-1;

w3=p×n3/30=3,14×71/30=7.43 с-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 и определение допускаемых напряжений для зубчатых передач

--PAGE_BREAK--

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.

KFС=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

yba =0.4– коэффициент ширины 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:

/>

/>

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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=KHVKHb — коэффициент нагрузки

KHb=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 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 расчёт тихоходной 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 зависимости от />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 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:

    продолжение
--PAGE_BREAK--

/>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

    продолжение
--PAGE_BREAK--

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 />:

    продолжение
--PAGE_BREAK--

/>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, Ks=1,3.

Ks — 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.

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

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

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