Расчет ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования

«Владимирский государственный университет имени Александра Григрьевича и Николая Григорьевича Столетовых» (ВлГУ)

КАФЕДРА ТЕХНИКО-ТЕХНОЛОГИЧЕСКИХ ДИСЦИПЛИН

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К курсовому проекту по дисциплине «Детали машин»

«Расчет ленточного конвейера»

Выполнила: Студентка гр.ТЭ-212

Помина Е.Н.

Научный руководитель: К.т.н. доцент

Драган Ю. Е.

Владимир - 2015



СОДЕРЖАНИЕ

1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчет привода

2. определение силовых и кинематических параметров привода

3. Выбор материалов для зубчатых передач

4. Расчёты на прочность зубчатых передач

4.1 Определение допускаемых контактных напряжений

5. Определение допускаемых напряжений изгиба зуба

6. Проектировочный расчет закрытой цилиндрической передачи

6.1 Проектировочный расчет первой косозубой ступени редуктора

6.2 межосевое делительное расстояние второй прямозубой ступени редуктора

7. Основные параметры зубчатых колес

8. Проверочный расчет на контактную выносливость

9. Расчет колес редуктора на выносливость при изгибе

10. расчет валов

11. проверочный расчет подшипников

Литература

Приложения



1.ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ. КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРИВОДА

Исходные данные:

Мощность на валу барабана конвейера N=4,8кВт

Частота вращения барабана зб=90 об/мин

Для выбора электродвигателя прежде всего необходимо определить его мощность Р_дв, которая зависит от требуемой мощности рабочей машины P_рм и содержится в исходных данных курсовой работы. Следует также учесть потери мощности в редукторе по формуле:

; (1)

где з - общий коэффициент полезного действия (КПД) привода.

Для заданной схемы привода ленточного конвейера



з = з_зп^к1.з_м^. з_пк^к2 , (2)

где з_зп, з_м,з_пк - соответственно КПД закрытой зубчатой передачи, муфты, подшипников качения; к₁, к₂ - показатели степени, равные количеству одноименных узлов.

Таблица. Расчет общего КПД привода ленточного конвейера

Объект расчета	Обозначение	Значение КПД [1]	Кол-во объектов	Принятое значение КПД
Зубчатая закрытая передача	I ; II	0,96… 0,97	2	0,97
Одна пара подшипников качения	ПК	0,99… 0,995	3	0,99
Муфта	М	0,98	2	0,98
Общий КПД привода		-	-	0,877

Так как задан редуктор, у которого две ступени и три пары подшипников качения, то общий КПД привода с учётом формулы (2) будет равен

з = 0, 97² . 0, 99³ .0,98 = 0,895.

В соответствии с формулой мощность электродвигателя Р_дв должна быть не менее

= .

При выборе электродвигателя помимо его мощности следует учесть частоту вращения, от которой зависит передаточное число редуктора.

Выпускаются асинхронные электродвигатели с четырьмя вариантами частот вращения: 3000, 1500, 1000 и 750 мин ^-1. Следует учесть, что при выборе электродвигателя по каталогу нужно, по возможности, принимать более быстроходный двигатель, т.к. тихоходный при равной мощности будет более тяжелым и большим по габаритам. Однако при выборе быстроходного электродвигателя передаточные числа редуктора возрастут, что увеличит габариты и массу редуктора. Поэтому двигатели с очень большой частотой вращения (3000 мин^-1) и очень низкой ( 750 мин^-1) без особой надобности применять не рекомендуется.

Частота вращения электродвигателя n_двдолжна обеспечивать заданную частоту вращения вала рабочей машины, т.е. вала барабана конвейера n_б, с учетом снижения частоты редуктором. Частота вращения электродвигателя определяется по формуле:

n_дв= n_б^.U_р,

где U_р = U_I^.U_II - общее передаточное число редуктора, равное произведению передаточных чисел первой и второй ступеней.

Предпочтительные передаточные числа цилиндрических двухступенчатых редукторов лежат в пределах U_p= 8…32, из них большие значения применяются для более нагруженных редукторов. Причём, рекомендуемые значения передаточных чисел отдельных ступеней редуктора составляют:

1 ряд - 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0; 6,0; 6,3; 8;

2 ряд - 2,24; 2,8; 3,55; 4,5; 5,6; 7,1.

Примем передаточное число редуктора U_р = 15. Тогда частота вращения электродвигателя согласно формуле должна быть равна:

n_дв= n_б^.U_р = 90^.15 = 1350 мин^-1.

Теперь из приложения 1 выбираем ближайший по параметрам электродвигатель 5АMX112М4 производства Владимирского электромоторного завода (ВЭМЗ), у которого мощность Р_ном=5,5 кВт, частота вращения n_ном= 1440 мин^-1.

После этого уточняем передаточное число редуктора:



U_р = n_дв/n_б = 1440/90 = 16.

Рекомендуется выбирать передаточное число первой (быстроходной) ступени двухступенчатого цилиндрического редуктора по формуле [5]:

U_I= (0.75…1,0) ,

где коэффициент 0,75 принимают при переменном нагрузочном режиме, а 1,0 - при постоянном. Подставив в формулу (4) числовые значения, получим расчётные передаточные числа:

U_I= 1 = 6,3. Принимаем _I= 6,3.

Тогда U_II= U_p/ U_I = 2,5 .Принимаем U_II=2,5.

Эти значения передаточных чисел мы скорректировали с учётом вышеприведенных рекомендаций.

Поэтому принимаются передаточные числа второго ряда U_I = 6,3; U_II = 2,5. Тогда U_р = 62,5 = 15,75. Этому значению передаточного числа редуктора соответствует расчётная частота вращения ведомого вала, равная n_б = 1440/15,75 = 91,4 об/мин^-1.

Этот результат укладывается в допуск ± 4 %.

привод передача цилиндрический редуктор



2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ СИЛОВЫХ И КИНЕМАТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПРИВОДА

Силовые (мощность и крутящий момент) и кинематические (частота вращения, угловая скорость) параметры для каждого вала привода рассчитывают, исходя из номинальной мощности двигателя Р_дв и его номинальной частоты вращения n_ном. Результаты расчета представлены в таблице 3. В этой таблице применены следующие обозначения для валов: дв - вал электродвигателя, Б - быстроходный (ведущий) вал редуктора, Пр - промежуточный вал редуктора, Т - тихоходный (ведомый) вал редуктора.

Таблица 3. Расчет силовых и кинематических параметров привода

Параметр	Вал	Формула при последовательности соединения элементов привода дв=>М=>ЗП1=>ЗП2=>ОП=>рм	Результаты расчета
Мощность Р, кВт	дв	Рдв	5,5
	Б	РБ = Рдв.зм.зпк =7,5.0,98.0,99	5,3
	Пр	РПр = РБ.ззп. зпк = 7,28.0,97.0,99	5,1
	Т	РТ = РПр.ззп.зпк = 7,0.0,97.0,99	4,9
Частота n,мин-1	дв	nном	1440
	Б	nБ= nном	1440
	Пр	nПр= nБ/U1 = 1450/6,3	228,5
	Т	nT = nПр/U2 = 230,1/2,5	91,4
Угловая скорость щ, сек-1	дв	щдв = р nном/30 = р1450/30	150,7
	Б	щБ = щном	150,7
	Пр	щПр = щБ/U1 = 151,9/6,3	24
	Т	щТ = щПр/U2 =24,1/2,5	9,6
Крутящий момент Т, Нм	дв	Тдв= (Рдв/ щном).103 =(7,5/151,9).103	36,5
	Б	ТБ = Тдв.зм.зпк= 49,4.0,98.0,99	35,4
	Пр	ТПр= ТБ.U1.ззп.зпк= 47,9.6,3.0,97.0,99	216,4
	Т	ТТ=ТПр.U2.ззп.зпк= 289,8.2,5.0,97.0,99	524,9



3. ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ ДЛЯ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

В качестве материала для зубчатых передач выбираем сталь 20ХН2М с термообработкой - улучшение.

Марка стали	Размеры заготовки, мм	Термообработка	Твердость НВ, НRCэ	Предел прочности ув,МПа	Предел текучес- тиут, МПа	Предел выносливости у-1, Мпа
	D пред	S ред		Сердцевина НВ	Поверхности НRCэ
20ХН2М	200	125	У, Ц+З	300…400	57…64	1000	800	400



4. РАСЧЁТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Для зубчатых передач ведутся расчёты на прочность по допускаемым напряжениям. Согласно этому методу максимальные напряжения, возникающие в зубчатых колесах при работе, не должны превышать допускаемой величины, свойственной материалу колеса.

При расчёте на контактную выносливость активных поверхностей зубьев, предотвращающую появление питтинга, расчётное контактное напряжение в полюсе зацепления (у_H), МПа должно удовлетворять условию

у_H ? у_HP,

где у_HP, МПа - допускаемое контактное напряжение.

При расчёте зубьев на выносливость при изгибе расчётное напряжение изгиба зубьев (у_F), МПа должно удовлетворять условию

у_F ? у_FP,

где у_FP, МПа - допускаемое напряжение изгиба зубьев.

4.1 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ КОНТАКТНЫХ НАПРЯЖЕНИЙ

Допускаемые контактные напряжения определяется раздельно для шестерни и колеса по формуле [6]:

где - предел контактной выносливости, МПа (табл. 5); - коэффициент запаса прочности (для зубчатых колес с поверхностным упрочнением =1,2; для колес с однородной структурой (нормализация, улучшение) материала =1,1; - коэффициент долговечности, определяемый по формулам:

,

не более 2,6 при S_H= 1,1 и не более 1,8 при S_H= 1,2.

,

но не менее 0,75.

Здесь - базовое число циклов напряжений, соответствующее пределу выносливости:

циклов;

- число циклов напряжений в соответствии с заданным сроком службы:

где - срок службы в часах; n - частота вращения колеса, для материала которого определяют допускаемые напряжения, мин^-1.

- коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев; - коэффициент, учитывающий окружную скорость; - коэффициент, учитывающий влияние смазки; - коэффициент, учитывающий размер зубчатого колеса.

Для проектировочного расчета можно принять = 0,9 .

Таблица 5. Расчетные формулы для определения предела контактной выносливости

Способ термической обработки	Средняя твердость поверхности зубьев	Сталь	Формула для расчета значений , МПа
Нормализация или улучшение	менее 350 НВ	углеродистая и легированная
Объемная или поверхностная закалка	38 …50 HRCэ		= 17+ 200
Цементация или нитроцементация	более 56 HRCэ	легированная	= 23
Азотирование	более 550 НВ		= 1050

Предел контактной выносливости для шестерни и колеса.

МПа

S_H - коэффициент запаса прочности для зубчатых колес с однородной структурой

Z_N - коэффициент долговечности, зависящий от срока службы и частоты вращения колеса. Для поектировочных расчетов Z_N - 0,9…1.

Z_R-коэффициент, учитывающий шероховатость сопряженных поверхностей зубьев

Z_V- коэффициент, учитывающий окружную скорость

Z_L- коэффициент учитывающий влияние смазки

Z_X - коэффициент учитывающий размер зубчатого колеса

Для проектировочного расчета Z_RZ_VZ_LZ_X = 0,9.

Расчёт для 1 ступени.

;

Расчёт для 2 ступени.

;



5. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКАЕМЫХ НАПРЯЖЕНИЙ ИЗГИБА ЗУБА

Допускаемые напряжения при изгибе зуба определяют для шестерни и колеса по формуле:

,

где - предел выносливости зубьев при изгибе,

;

S_F= 1,55 - коэф. запаса прочности;

Y_R=1 - коэф. шероховатости;

Y_N= 1- коэф. долговечности.

=.



6. ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ЗАКРЫТОЙ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ПЕРЕДАЧИ

6.1 ПРОЕКТИРОВОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПЕРВОЙ КОСОЗУБОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

Ориентировочное значение межосевого расстояния a_w (мм) из условия контактной выносливости определяют по формуле:

= 430(6,3+1)=94,9мм

По ГОСТ2185-75 принимаем - 112 мм.

Модуль m₁

b₂ = ^.a_w= 0,25 мм - ширина колеса.

m₁

принимаем m₁ =2 мм. из первого ряда значений.

Минимальное значение угла наклона зуба

На первом этапе принимаем

Суммарное число зубьев шестерни и колеса



Уточним угол наклона зубьев

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число -

Отклонение менее 4%

6.2 МЕЖОСЕВОЕ ДЕЛИТЕЛЬНОЕ РАССТОЯНИЕ ВТОРОЙ ПРЯМОЗУБОЙ СТУПЕНИ РЕДУКТОРА

Определим межосевые делительные расстояния:

а_w2=к_а(u₂+1) =112,6 мм

Принимаем а_w=140 мм.

Модуль m₂=6,8 =2,4

==0,3

Принимаем m₂=2,5 мм из первого ряда значений.

Суммарное число зубьев шестерни и колеса

Число зубьев шестерни

Число зубьев колеса

Фактическое передаточное число -

Отклонение менее 4%

Объект расчета	T2 H.м (табл. 3)	u стр.11	уНP, МПа (табл.6)	aw, расч.мм (14)	aw, принятое, мм	b'2, мм	уFP, МПа (табл.8)	m расч.мм (17)	m принятое, мм
Косозубая передача 1 ступени	35,4	6,3	900,5	94,9	90	22,5	529	1,4	1,5
Прямозубая передача 2 ступени	216,4	2,5	1000,5	112,6	112	35,3	529	2,4	2,5

Межосевые делительные расстояния

а₁= =90мм

а₂= = =112мм.

Корригирование зубчатых колес не требуется.



7. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

Результаты расчетов параметров зубчатых колес представлены в таблице.

Параметр	Расчетная формула	Косозубая передача	Прямозубая передача
		Ш1	К1	Ш2	К2
Межосевое расстояние, мм	aw	90	112
Нормальный модуль, мм	m	1,5	2,5
Делительный диаметр, мм	d=mZ/ cosв	24,6	155,5	65	160
Начальный диаметр, мм	dw1 = 2aw/(uф+1) dw2 = 2awuф/(uф+1)	24,6	155,4	64	160
Диаметр вершин зубьев, мм	da =d+2(1+x-Ду)m	27,6	158,5	70	165
Диаметр впадин зубьев, мм	df=d - (2,5 - 2x)m	20,8	151,7	58,7	153,7
Ширина венца колеса, мм предварительная окончательная	b2? - табл. 10 b2 - табл. 12		22,5 25		35,3 20
Суммарное число зубьев	ZУ	117	90
Действительная величина наклона зуба	в =arccos[ZУm/2aw]	13	0°
Число зубьев	Z1 =ZУ/(1 + uф) Z2 = ZУ - Z1	16	101	24	64
Передаточное число	uф= Z2/ Z1	6,3	2,5
Коэффициент смещения исходного контура	x (ф-ла 29)	0	0	0	0
Коэффициент уравнительного смещения	Ду	0	0	0	0
Нормальный исходный контур	-	по ГОСТ 13755-81
Степень точности по ГОСТ 1643-81	Принимаем	8-В	8-В



8.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ НА КОНТАКТНУЮ ВЫНОСЛИВОСТЬ

Первая ступень.

Контактное напряжение

у_Н = Z_HZ_MZ_?,

Где b - рабочая ширина венца зубчатого колеса;b=48mm

Zн - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев, Zн=

Zm - коэффициент, учитывающий механические свойства материалов сопряженных зубчатых колес. Для стальных колес коэффициент Zm = 275;

Z? - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий, определяется по графику Z?=0,75.

F_t - расчетная окружная сила, Н:

F_t1 == =2878,1H

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями. Для прямозубых колес = 1, для косозубых = 1,07.

=1

для косозубых = 1,08

для прямозубых = 1,02

у_H1= 1,75= 954,1 МПа

для первой ступени у_H у_HP = 688,2800,4, ширина венца колеса не меняется.

Проверка второй ступени:

F_t2= = 6762,5H

у_H2= 1,75= 746,2 МПа

для второй ступени у_H у_HP, ширина венца колеса не меняется.

Результаты сведены в таблицу

Передача	Обозначение параметра и размерность
	ZH	ZM	Z?	Т1, Hм	мм	Ft, Н	uф
Косозубая 1 ступени	1,75	275	0,75	35,4	24,6	2878,1	6,3
Прямозубая 2 ступени	1,75	275	0,75	216,4	64	6762,5	2,5
Передача				?б	?в	уНР, МПа	мм	уН МПа
Косозубая 1 ступени	1,07	1	1,08	1,6	1,7	900,5	22,5	954,1
Прямозубая 2 ступени	1,0	1	1,02	1,7	4,5	1000,5	35,3	746,2



9. РАСЧЕТ КОЛЕС РЕДУКТОРА НА ВЫНОСЛИВОСТЬ ПРИ ИЗГИБЕ

№	Наименование параметра и размерность	Обозначение	Косозубая передача 1 ступени	Прямозубая передача 2 ступени
1	Нормальный модуль, мм	m	1,5	2,5
2	Угол наклона зуба		13ґ	0
3	Коэффициент смещения шестерни	x1	0	0
4	Коэффициент смещения колеса	x2	0	0
5	Ширина зубчатого венца колеса (уточненная), мм	b2	25	20
6	Число зубьев шестерни	Z1	16	24
7	Число зубьев колеса	Z2	101	64
8	Эквивалентное число зубьев шестерен	Zv1	17,3	26
9	Эквивалентное число зубьев колеса	Zv2	109,2	64
10	Окружная сила на делительном цилиндре, H	Ft	2878,1	6762,5
11	Окружная скорость, м/с	х
12	Коэффициент, учитывающий форму зуба шестерни		4,2	3,9
13	Коэффициент, учитывающий форму зуба колеса		3,6	3,7
14	Коэффициент, учитывающий наклон зуба		0,9	1
15	Коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев		1	1
16	Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями		1,07	1
17	Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки по ширине венца		1	1
18	Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении		1,08	1,02
19	Расчетное напряжение изгиба в зубьях колес, МПа		329	632,9
20	Расчетное напряжение изгиба в зубьях шестерен, МПа		383	667,1
21	Допускаемое напряжение изгиба для всех зубчатых колёс, МПа		529	529

Зубчатое колесо первой ступени

.

Зубчатое колесо второй ступени

Шестерня первой ступени

= =383,8

Шестерня второй ступени

=667,1



10. РАСЧЕТ ВАЛОВ

Так как ведущий вал выполняем заодно с шестерней, то материал валов тот же, что и шестерня - сталь 40Х улучшенная.

Расчетные значения диаметров валов относятся к местам посадки зубчатых колес.

принимаем = 38 мм

принимаем = 42 мм



11.ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

11.1 Расчёт составляющих сил в зацеплении и реакций опор

Силы, действующие на валы

Тип зацепления	Силы, Н
	Окружная	Радиальная	Осевая
Цилиндрические косозубые	Ft=2878,1	==1075,1	=2878,1• = 664,5
Цилиндрические прямозубые	Ft = 6762,5	==2461,3	-

Результаты определения сил, действующих на подшипниковые узлы

Параметр и размерность	Валы редуктора
	Быстроходный	Промежуточный	Тихоходный
Крутящий момент, Нм (табл. 3)	35,4	216,4	524,9
Делительный диаметр зубчатых колёс I ступени d1, мм (табл. 11)	24,6	155,5
Делительный диаметр зубчатых колёс II ступени d2, мм (табл. 11)		65	160
Окружная сила Ft1, Ft2, Н (табл. 15)	2878,1	2878,1	-
Окружная сила Ft3, Ft4, Н (табл. 15)	-	6762,5	6762,5
Радиальная сила Fr1, Fr2, Н (табл. 15)	1075,1	1075,1
Радиальная сила Fr3, Fr4, Н (табл. 15)	-	2461,3	2461,3
Осевая сила* Fa1, Fa2, Н (табл. 15)	664,5	664,5
Равнодействующая*2 окружных и радиальных сил I ступени F1, Н	3072,3	3072,3	-
Равнодействующая*2 окружных и радиальных сил II ступени F2, Н	-	7196,5	7196,5
Радиальная составляющая*3 реакции опоры I ступени Rr1, Н	2304,2	-	-
Радиальная составляющая *3 реакции опоры II ступени Rr2, Н	-	5397,4	5397,4
Соотношение s = Rri/Fi*4	0.75	0.76	0.75

11.2 Расчёт подшипников и уточнение размеров посадочных мест валов

Таблица 17. Результаты расчета подшипниковых узлов

Параметр и размерность	Валы редуктора
	быстроходный	промежуточный	тихоходный
Исходные данные
Радиальная составляющая реакции опоры Rr, Н (формула (44) и табл. 16)	2304,2	5397,4	5397,4
Осевая составляющая реакции опоры Rr, Н (табл. 16)	664,5	664,5	-
Угловая скорость щ, сек-1 (табл. 3)	150,7	24	9,6
Долговечность редуктора Lh, час	12000	12000	12000
Расчётный диаметр вала dmin, мм (ф-ла 43)	23,8	37,8	42,2
Стандартный диаметр вала d мм (прилож. 2)	25	40	45
Внутр. диаметр подшипника, мм	25	40	45
Подшипник лёгкой серии (прил. 3)	36205	36207	36209
Динамическая радиальная грузоподъёмность Cr, кН (прилож. 3)	13,1	30,6	32,3
Статическая радиальная грузоподъёмность C0r, кН (прилож. 3)	9,2	23,7	25,6
Расчёт
Коэффициент вращения V	1	1	1
Коэффициент безопасности Kу	1,2	1,2	1,2
Температурный коэффициент Kф (при t масла меньше 100 С)	1	1	1
Относительная осевая нагрузка на подшипник Ra/С0r	0,072	0,028	-
Предельное значение отношения осевой к радиальной нагрузке «e»	0,28	0,22	-
Расчётное значение отношения осевой к радиальной нагрузке Ra/VRr	0,28 ? e	0,12 ? e	-
Коэффициент X	1	1	1
Коэффициент Y	0	0	0
Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипники RE, Н	2765	6476,8	6476,8
Требуемая расчетная динамическая грузоподъемность подшипника Стр, кН	27979,8	35525,7	26175,6
Принятые подшипники средней серии	46305	46208	36309К

Выбираем радиально - упорные шарикоподшипники

Условное обозначение подшипника	d	D	B	Грузоподъемность
				C	C
46305	25	52	15	26,9	14,6
46208	40	80	18	36,8	21,4
36309К	45	85	19	32,0	25,5



ЛИТЕРАТУРА

1.Методическое пособие для выполнения курсовой работы по дисциплине «Детали машин»/Составители Л.В. Беднягин, Ю.Е. Драган, Б.Г. Белобоков. - Владимир: ВлГУ, 2015. - с.: ил.77стр.

Размещено на Allbest.ru

...