Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Пермский национальный исследовательский политехнический университет

Кафедра «Материалы, технологии и конструирование машин»

Курсовой проект

Тема: «Привод ленточного конвейера»

Пояснительная записка



1. Расчет силовых и кинематических параметров привода

1.1 Подбор электродвигателя

Исходные данные:

F_t= 3,0 кН - окружное усилие на барабане;

V = 0,85 м/с - окружная скорость;

D_б= 0,375 м - диаметр барабана.

HB< 350

1. Определяем мощность на выходе привода::

где - тяговая сила цепи,кН, -скорость грузовой цепи, .

2. Определяем общий КПД привода:

,

где - коэффициенты полезного действия закрытой передачи, открытой передачи, муфты, подшипников качения (1/табл.2.1).

; ; ; ;

3. Определяем требуемую мощность двигателя ,:

4. Определяем номинальную мощность двигателя :

Из условия выбираем из таблицы К9 номинальную мощность

Выбираем тип двигателя (табл. К.9):

Выбираем следующий двигатель:

;

1.Определение передаточных чисел элементов привода

где =0,375 м - диаметр барабана;

2.Определение частот вращения валов привода

3.Определение крутящего момента на валах привода

Вал Параметр	ЭД	Редуктор	Барабан
		Б	Т
U	Uрп=3,23	Uред=5
n,об/мин
T, Н•м

2. Расчет зубчатых передач

2.1 Выбор материала закрытой цилиндрической зубчатой передачи. Определение допускаемых напряжений

1. Материалы (1/табл.3.1): Термообработка:

Шестерня: сталь 40Х шестерня: улучшение;

Колесо: сталь 40Х колесо: улучшение;

2. Твердость зубьев (1/табл.3.1):

шестерня: 269…302 HВ HВ_1ср =НВ;

колесо: 235…262 HB НВ_2ср =НВ;

НВ_1ср - НВ_2ср = 38; 20<38<50

3. Механические характеристики сталей (1/табл.3.2):

шестерня: Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²;

колесо:Н/мм²; Н/мм²; Н/мм²;

4. Предельные значения размеров заготовки (1/табл.3.2):

колесо:

шестерня:мм;

5. Определение допускаемых контактных напряжений , Н/мм²:

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

; ;

где - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости (выбирается в зависимости от средней твердости поверхности зубьев) (1/табл.3.3);

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).млн. циклов;

млн. циклов;

N₁=5731200022,37=155,9млн. циклов;

N₂=4,5312000=31,1млн. циклов;

Т.к. и то и .

б) Определяем допускаемые контактные напряжения и, Н/мм² (по 1/табл.3.1):

Н/мм²;

Н/мм².

в) Определяем допускаемые контактные напряжения для зубьев шестерни и колеса, Н/мм²:

Н/мм²; Н/мм²;

6. Определение допускаемых напряжений изгиба , Н/мм²:

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни и колеса :

; ,

где - число циклов перемены напряжений для всех сталей, соответствующее пределу выносливости;

- число циклов перемены напряжений за весь срок службы (наработка).

Т.к. и то и .

б) Определяем допускаемые напряжения изгиба и, Н/мм²(1/табл.3.1):

Н/мм² - для шестерни;

Н/мм² - для колеса.

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса, Н/мм²:

Н/мм²; Н/мм².

Передача реверсивная.

Таблица 3.

Эл-т передачи	Марка стали	Dпред	Термооб-работка	НВ1ср	уВ	у-1	[у]H	[у]F
		Sпред		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	У	286	900			294,58
Колесо		125	У	248		375	513,4	255,44

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Передаточное отношение редуктора …… 5

Вращающий момент на тихоходном валу, Нм …… 574,0

Допускаемые контактные напряжения, Мпа …… 514

Вид зубьев зубчатых колес …… косые



Таблица 4.

Результаты расчета из распечатки
Межосевое расстояние	180 мм	Модуль зацепления	2,25 мм
Ширина зубчатого венца: шестерни колеса		Диаметр делительной: шестерни колеса
	63 мм		53,723 мм
	60 мм		266,277 мм
Число зубьев: шестерни колеса		Диаметр окружности вершин: шестерни колеса
	23		58,223 мм
	114		270,777 мм
Вид зубьев	Косозубые	Диаметр окружности впадин: шестерни колеса
Угол наклона зубьев ,	15,575		48,323 мм
			260,877 мм

2.2 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям

уH =K,

где K=376-вспомогательный коэффициент,

F1 = ==3826,53 Н - окружная сила в зацеплении;

K_ha= 1,11 - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_hв= 1, - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_hv= 1.05 - коэффициент динамической нагрузки;

у_H= 376* = 486,61

?у_H= ==5,5% -допустимое расхождение.

у_f2 = Y_f2 * Y_в* K_fб* K_fв*K_fv*=3,61*1*1*1*1,13*=115,63

у_f1= у_f2 * Y_f1 / Y_f2 =115,63*3,95/3,61=126,52

K_fб=1- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями;

K_fв= 1 - коэффициент неравномерности нагрузки по длине зуба;

K_fv= 1.13 - коэффициент динамической нагрузки;

Y_f2 = 3.61 - коэффициент формы зуба;

Y_в= 1 - коэффициент, учитывающий наклон зуба;

Y_f1 = 3,95 - коэффициент формы зуба;

у_{f 2} ?[у]_f2 и у_f1?[у]_f1 - найденные допускаемые нагрузки удовлетворяют условию.

3. Определение сил в зацеплении и консольных нагрузок на валы

Силы в зацеплении редукторной передачи.

Окружная сила:

Колесо:

Шестерня:

Радиальная сила:

Колесо: F_t2?tgб4311,15 •tg20

где - угол зацепления.

Шестерня:



4. Эскизное проектирование редуктора

1. Выбор материала валов.

В качестве материала валов (как быстроходного, так и тихоходного) применяем марку стали 40Х со следующими характеристиками (1/табл.3.2): , , . Вид механической обработки - обточка. Валы без поверхностного упрочнения.

2. Выбор допускаемых напряжений на кручение.

Так как для быстроходных валов используют меньшие значения ,а для тихоходных - большие, то для дальнейшего расчета быстроходного вала принимаем , для тихоходного - .

Вал - шестерня:

1. Ступень вала под полумуфту:

Размер фаски

2. Ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

- диаметр 2-й ступени;

3. Ступень под шестерню:

;

4. Ступень вала под подшипник:

- диаметр 4-й ступени;

Вал - Колесо:

1. Ступень вала под открытую передачу:

- диаметр 1-й ступени;

> 84 мм (с учетом муфты)

Размер фаски

2. Ступень вала под уплотнение крышки с отверстием и подшипник:

- диаметр 2-й ступени;

;

3. Ступень под колесо:

привод зубчатый передача вал

- диаметр 3-й ступени;

4. Ступень вала под подшипник:

- диаметр 4-й ступени;

;

Вал (материал- сталь 40Х)	Размеры ступени, мм	Подшипники шариковые радиальные однорядные
	d1	d2	d3	d4	Серия,	Динамическая грузоподъем-ность Сr, кН	Статическая грузоподъем-ность Сor, кН
Быстроходный	40	45	55	45	209, 45Ч100, R=2, B=25	52,7	30
	48	67	86	25
Тихоходный	54	60	85	60	212, 60Ч110, R=2.5, B=22	52.0	31.0
	60	75	122	25

Выбор муфты:

Определяем расчетный момент Т_р, Нм:

Т_р = К_рТ₁(T₂)? Т, где

К_р - коэффициент режима нагрузки для ленточных конвейеров - 1,15

Т₁(T₂) - вращающий момент на тихоходном валу - 573.98 Нм;

Т_р- номинальный момент

Т_р= 1,15·573.9=660.077?665 Нм;

Т.к. для расчетного момента номинальный момент должен быть больше, то по таблице К25 выбираем муфту упругую с торообразной оболочкой с номинальным моментом Т = 800 Нм; имеющую габаритные размеры: L=280 мм, D = 320 мм. Муфта изготовлена из Ст.3(ГОСТ 380-88), материал упругой оболочки - резина с пределом прочности при разрыве не менее 10 . При предельно допустимых для муфты смещениях радиальная сила и изгибающий момент от нее невелики, поэтому при расчете валов и их опор этими нагрузками можно пренебречь.

Установка муфт на валах:

а) Сопряжение с валом. Муфта состоит из двух полумуфт, устанавливаемых на выходные концы валов на шпоночном соединении призматическими шпонками. Полумуфты устанавливаются на цилиндрические концы валов при нереверсивной работе с умеренными толчками с посадкой .

б) Осевая фиксация и осевое крепление на цилиндрический конец вала осуществляется установочным винтом.

3 Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

б=20^o

Окружная F_t1= F_t2 F_t2=2T₂·F_t1= F_t2=4311 Н

Радиальная F_r1= F_r2 F_r2= F_t2tgбF_r1= F_r2=

Осевая F_a1=F_a2F_a2=F_t2·tgв F_a1=F_a2=1177.34 H

Вид открытой передачи

Клиноременная F_оп=2000Н

Определение реакций опор, построение эпюр моментов.

1.Тихоходный вал

Дано:

;;F_м=125=2995Нl_оп=0,1395м.

1) Вертикальная плоскость:

а) определяем опорные реакции, Н;

Проверка:

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4, Н•м :

2)Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции , Н;

Проверка:?X=0;

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1.4, Н•м:

3) Строим эпюру крутящих моментов ,Н•м:

Определим суммарные радиальные реакции:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:



2. Быстроходный вал

Дано:

1. Вертикальная плоскость

а) определяем опорные реакции,Н :

Проверка

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х в характерных сечениях 1..4 , Н•м;

2. Горизонтальная плоскость:

а) определяем опорные реакции , Н :

б) строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y в характерных сечениях 1..3 , Н•м;

Размещено на http://www.allbest.ru/

3. Строим эпюру крутящих моментов ,Н•м:

Определим суммарные радиальные реакции:

Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях:

5. Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Определение эквивалентной динамической нагрузки.

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипников быстроходного вала.

R_Е-эквивалентная динамическая нагрузка

Х-коэффициент радиальной нагрузки

Х=0,56

V - коэффициент вращения

V=1

R_r - радиальная нагрузка подшипника

R_r2=5663,6H;

К_б - коэффициент безопасности

К_б =1,1

К_Т - температурный коэффициент

К_Т =1

m - показатель степени

m =3

а₁-коэффициент надежности

а₁=1

а₂₃-коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

а₂₃=0,7

n-частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала

n_б=216,55 об/мин

L_h - требуемая долговечность

L_h =12000

R_e=VR_r2K_бK_T=111,1=6229,96Н

Определяем динамическую грузоподъемность:

Размещено на http://www.allbest.ru/

? 52700,00

Условия выполняются. Подшипник шариковый радиальный однорядный Средняя серия 309 (ГОСТ 8338 - 75) пригоден для работы на быстроходном валу.

Определение эквивалентной динамической нагрузки для подшипника тихоходного вала.

Х-коэффициент радиальной нагрузки

Х=0,56

V - коэффициент вращения

V=1

R_r - радиальная нагрузка подшипника

R_r2=5101,68H

К_б - коэффициент безопасности

К_б =1,1

К_Т - температурный коэффициент

К_Т =1

m - показатель степени

m =3

а₁-коэффициент надежности

а₁=1

а₂₃-коэффициент, учитывающий влияние качества подшипника

а₂₃=0,7

n-частота вращения внутреннего кольца подшипника соответствующего вала n=45,83 об/мин

L_h - требуемая долговечность

L_h =12000

R_e=VR_r2K_бK_T=111,1=5611,85 Н

Определяем динамическую грузоподъемность:

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

? 52000,000

Условия выполняются. Подшипник шариковый радиальный однорядный Легкая серия 212 (ГОСТ 8338 - 75) пригоден для работы на тихоходном валу.



6. Проверочный расчет валов на статическую и усталостную прочность

Цель расчета - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:

,

где [s] = 1,3…1,5 при высокой достоверности расчета; при менее точной расчетной схеме [s] = 1,6…2,1.

Опасные сечения вала.

Намечаются два опасных сечения на каждом из валов на 2-й ступени.

1. Определение напряжений в опасных сечениях вала,.

,

- суммарный изгибающий момент в рассматриваемом сечении, Н·м;

- осевой момент сопротивления сечения вала, мм³.

,

где - крутящий момент Н·м;

- полярный момент инерции сопротивления сечения вала, мм³.

Для 2-й ступени быстроходного вала:

;

;

;

;

Для 2-й ступени тихоходного вала:

;

;

;

;

2. Определение коэффициентов концентрации нормальных и касательных напряжений.

,

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений;- коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения; - коэффициент влияния шероховатости;- коэффициент влияния поверхностного упрочнения.

Для валов без поверхностного упрочнения:

2-я ступень быстроходного вала:

Для посадки подшипника с натягом:

; ;

; ;

2-я ступень тихоходного вала:

Для посадки подшипника с натягом:

;

3. Определение пределов выносливости в расчетном сечении вала.

;

,

где и - пределы выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения, .

2-я ступень быстроходного вала:

;

;

2-я ступень тихоходного вала:

;

;

4. Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям.

; ;

2-я ступень быстроходного вала:

;

2-я ступень тихоходного вала:

; ;

5. Определение общего коэффициента запаса прочности в опасных сечениях.

2-я ступень быстроходного вала:

;

2-я ступень тихоходного вала:

;



6. Расчет шпоночных соединений.

Условие прочности:

,

где - сила, приведенная к валу, Н;

- площадь смятия, ,

где - рабочая длина шпонки со скругленными торцами, ;

- стандартные размеры

- допускаемое напряжение на смятие, ;

При колебаниях нагрузки допускаемое напряжение на смятие уменьшаем на 20% -

1)шпонка быстроходного вала: Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

F_tв = 5790,2Н

.

2) шпонка тихоходного вала ступицы:

F_tв =4311,15 Н

.

3) шпонка тихоходного вала:

F_tв = 21258,52Н

.



7. Выбор смазки подшипников и передач

· Для редукторов общего назначения применяют непрерывное смазывание жидким маслом картерным непроточным способом (окунанием). Этот способ применяют для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

· Выбор сорта масла. Для зубчатых передач с [у]_H меньше 600 берется масло типа «И-Г-А». И -- индустриальное; Г -- для гидравлических систем; Г -- для гидравлических систем.

· Определение количества масла. Для одноступенчатых редукторов при смазывании окунанием объем масляной ванны определяют из расчета 0,4...0,8 л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

· Контроль уровня масла. Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказателями.

· Слив масла. При работе передач масло постепенно загрязняется продуктами износа деталей передач. С течением времени оно стареет, свойства его ухудшаются. Поэтому масло, налитое в корпус редуктора, периодически меняют. Для этой цели в корпусе предусматривают сливное отверстие закрываемое пробкой с цилиндрической или конической резьбой.

· Смазывание жидкими материалами. При смазывании зубчатых и червячных колес окунанием подшипники качения обычно смазываются из картера в результате разбрызгивания масла колесами, образования масляного тумана и растекания масла по валам. Надежное смазывание разбрызгиванием возможно при окружных скоростях v>2 м/с. Для свободного проникновения масла полость подшипника должна быть открыта внутрь корпуса.



8. Список литературы

1.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. Пособие. Изд-е 2-е, перераб. И дополн. - Калининград: Янтар.сказ, 2002. - 454 с.

Размещено на Allbest.ru

...