Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ

РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ФЕДЕРАЛЬНОЕ ГОСУДАРСТВЕННОЕ БЮДЖЕТНОЕ ОБРАЗОВАТЕЛЬНОЕ УЧРЕЖДЕНИЕ ВЫСШЕГО ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО ОБРАЗОВАНИЯ

“МАГНИТОГОРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ИМ. Г. И. НОСОВА”

Кафедра механики

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

по дисциплине “Техническая механика”

Тема: Проектирование привода ленточного конвейера

Исполнитель: Шеметов И. П.

Руководитель: Белан А.К

Магнитогорск

2016



Содержание

• Задание к курсовому проекту
• 1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода
• 2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи
• 3. Расчет валов редуктора
• 4. Выбор и проверка долговечности подшипников
• 5. Расчёт клиноременной передачи
• 6. Выбор муфты
• Список использованной литературы


Задание к курсовому проекту

Исходные данные:

Рассчитать и спроектировать привод ленточного конвейера:

· тяговое усилие ленты F = 2,6 кН;

· скорость ленты v = 1,2 м/с;

· диаметр барабана D = 275 мм;

· допустимые отклонения б = 5 %;

· срок службы L = 5 года;

· работа в две смены.

Кинематическая схема привода для курсового проекта

Содержание курсового проекта

1.Исходные данные

2. Кинематический и силовой расчеты привода

3. Выбор двигателя.

4. Расчет закрытой передачи

5. Расчет открытой передачи

6. Расчет валов.

7. Выбор подшипников и проверка подшипников

8. Выбор муфты

9. Проверочный расчет валов

10 Заключение

Список использованных источников

Графическая часть

Рабочий чертежи .



1. Выбор электродвигателя. Кинематический расчёт привода

Выбор электродвигателя.

Потребляемая мощность привода.

Р_вых. = FЧV = 2,6 Ч 1,2 = 3,1 кВ.

Общий КПД привода.

?_общ. = ?_м Ч ?_ц Ч ?_рем. Ч ?²_оп. Ч ?_{общ. =} 0,97 Ч 0,99² Ч 0,96 Ч0,98 = 0,88.

Определим требуемую мощность электродвигателя.

Р_этр. = = 3,5 кВ.

Частота вращения приводного вала рабочей машины.

n_вых. = = = 83,3 об/мин.

Предварительно требуемая частота вращения вала электродвигателя.

Передаточные отношения привода:

U_цил. = 4; U_рем. =3.

Требуемая частота вращения электродвигателя:

n_трэ. = n_вых. Ч U_цил. Ч U_рем. = 83,3 Ч 4 Ч 3 = 1000 об/мин.

Выбираем электродвигатель серии АИР ТУ 16-525 564-84 112МА6/950.

Мощность: Р_элдв. = 3кВ.

Частота вращения: n_элдв. = 950 об/мин.

Кинематические расчёты.

Общее передаточное число привода:

U_пр. = = = 11,4.

Фактическое передаточное значение ременной передачи:

U_ремф. = = = 2,8.

Угловая скорость на валу электродвигателя:

щ_э. = = = 99с^-1.

Частота вращения быстроходного вала:

n_б. = = = 333,4 об/мин.

Угловая скорость быстроходного вала редуктора:

щ_б. = = = 34,9с^-1.

Частота вращения тихоходного вала редуктора:

n_т. = = = 83,3 об/мин.

Угловая скорость тихоходного вала редуктора:



щ_т. = = = 8,7с^-1.

Определение вращающих моментов на валах редуктора.

Вращающий момент на выходном валу привода (на барабане).

Т_вых. = 0,5Ч F Ч D = 0,5 Ч 2,6 Ч 275 = 358 нЧм.

Вращающий момент на тихоходном валу редуктора:

Т_т. = = = 384,4 нЧм.

Вращающий момент на быстроходном валу редуктора:

Т_б. = = = 101,1 нЧм.

Вращающий момент на валу электродвигателя:

Т_э. = = = 34,7 нЧм.

Результаты расчётов сведены в таблицу 1.

Таблица 1.

Вал редуктора	Вращающий момент Т (Нм)	Частота вращения, n (об/мин)	Угловая скорость, щ (рад/с)
Эл. двигателя	34,7	950	99
Тихоходный	384,4	83,3	8,7
Быстроходный	101,1	333,4	34,9



2. Расчёт цилиндрической зубчатой передачи

Выбор материала и расчёт допускаемых напряжений

Для шестерней колеса выбираем сталь 40ХА. Термообработка - улучшение и закалка ТВЧ.

Твёрдость шестерни: HRC₁ = 53; HB₁ = 522.

Твёрдость колеса: HRC₂ = 48; HB₂ = 460.

Средняя твёрдость рабочих поверхностей:

НВ_ср. = 0,5(НВ₁ + НВ₂) = 0,5 (522+460) = 491.

HRC_ср. = 0,5(HRC₁ + HRC₂) = 0,5(53+48) = 51.

Допускаемые контактные напряжения:

уН₁lim = 14 Ч HRC₁ + 170 = 14 Ч 53 + 170 = 912 МПа.

уН₂lim = 14 Ч HRC₂ + 170 = 14 Ч 48 + 170 = 842 МПа.

уHlim_ср. = 0,5(уН₁lim + уН₂lim) = 0,5(912 + 842) = 877 МПа.

Допускаемые напряжения при изгибе принимаем:

уFlim = 310 МПа.

Базовые числа циклов нагружений:

· при расчёте на контактную прочность:

NH₀ = 30 Ч HB_ср.^2,4 = 30 Ч 491^2,4 = 86,242 Ч 10⁶.

· при расчёте на изгиб:

NF₀ = 4 Ч 10⁶.

Время передачи в часах:



L_p =L_r Ч 365 Ч 24 Ч 0,8 Ч 0,7 = 24,528 Ч 10³ часов.

Действительное число циклов нагружения:

N₂ = 60 Ч n_т. Ч L_p = 60 Ч 83,3(24,528 Ч 10³) = 122648804 циклов.

N₁ = 60 Ч n_б. Ч L_p. = 60 Ч 333,4(24,528 Ч 10³) = 490595216 циклов.

Определяем коэффициент долговечности по контактным напряжениям:

KHL = = = 1,

принимаем KHL₁ = 1 для колеса и KHL₂ для шестерни.

Определяем коэффициент долговечности на изгиб:

KFL = = 1,

принимаем KFL₁ = 1 для колеса и KFL₂ для шестерни.

Определяем допускаемые напряжения на контактную выносливость:

S_h = 1,2; i = 1,2.

[уH_i] = = = 731 Мпа.

Допускаемые напряжения при расчёте на изгиб:

S_f = 1,2[уF]_I = = = 258 Мпа.

Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс.

Коэффициент ширины зубчатого колеса примем по ГОСТ 2185-66 при симметричном расположении колёс относительно опор ШВА = 0,315.



Коэффициент ширины в долях диаметра:

ШBD = ШBAЧ = 0,315 Ч = 0,788.

S = 8.

Коэффициент неравномерности распределения нагрузки:

КНВ = 1+ = 1+ = 1,20.

Межосевое расстояние:

Aw = 430 (U_цил. + 1) Ч = 430 Ч (4+1) Ч = 119 мм.

Округлим до ближайшего стандартного значения по ГОСТ 2185-66 aw = 125.

Определяем ширину зубчатого колеса:

Bw₂ = ШBA Ч aw = 0,315 Ч 125 = 39 мм.

Bw₁ = Bw₂ + 5 = 39 + 5 = 44 мм.

Приводим к номинальным линейным размерам:

Bw₁ = 40 мм, Bw₂ = 45 мм.

Модуль зацепления при твёрдости более 45 HRC:

m = 0,03aw = 0,03 Ч 125 ? 4 мм.

Предварительно принимаем угол наклона зубьев в = 10⁰.

Определяем количество зубьев шестерни:



Z_сум = = = 66.

Z₁ = = = 13.

Z₁ < 17.

Так как Z₁ < 17, то уменьшим величину модуля.

m = 2,5 мм.

Вновь определяем общее число зубьев и число зубьев шестерни:

Z_сум. = = = 99.

Z₁ = = = 20.

Число зубьев колеса:

Z₂ = Z_сум. - Z₁ = 99-20 = 79.

Уточняем угол наклона зубьев:

в = acos[ = acos[] = 10⁰.

Делительные диаметры шестерни и колеса:

d₁ = Z₁ Ч = 20Ч = 50 мм.

d₂ = Z₂ Ч = 79 Ч = 200 мм.

Диаметры вершин зубьев:

da₁ = d₁ + 2m = 50 + 2 Ч 2,5 = 55 мм.

da₂ = d₂ + 2m = 200 + 5 = 205 мм.

Диаметры впадин зубьев:

df₁ = d₁ - 2,5 Ч m = 50 - 2,5 Ч 2,5 = 44 мм.

df₂ = d₂ - 2,5 Ч m = 200 - 2,5 Ч 2,5 = 194 мм.

Проверка:

a_w = = = 125 мм.

Окружная скорость колёс:

V_окр. = = = 0,87 м/с.

Принимаем 8 степень точности.

Геометрические параметры зубчатой передачи показаны на рисунке 1.

Рис 1. Геометрические параметры зубчатой передачи



Расчёт сил в зацеплении

Окружные силы:

Ft₁ = = = 4043,85 н.

Ft₂ ? Ft₁.

Осевая сила:

Fa = Ft₁ Ч tg(10⁰) = 4043,85 Ч 0,176 = 713 н.

Радиальная сила:

Fr = Ft₁ Ч = 4043,85 Ч = 1494,55 н.

Нормальная сила:

Fн = = = 11824,12 н.

Проверочный расчёт передачи

Выбираем коэффициенты необходимые для дальнейших расчётов.

Коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

KHa = 1,1.

Коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий: KHв = 1,0 при Шba = = 1.

Коэффициент учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку: KHV = 1,1.

Расчётное контактное напряжение:



уН_пр. = 376 = 376 = 647 МПа.

Так как уН_пр<(0,85 … 1,05)уН то условие прочности по контактным напряжениям выполнено. Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями: KFa = 1. Коэффициент, учитывающий внутреннюю динамическую нагрузку: KFV = 1,1.

Коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

KFв = 1 + = 1 + = 1,15.

Коэффициент учитывающий наклон зуба: Yв = 1 - = 0,998.

Приведённое число зубьев колеса:

Zv₂ = = = 82,5. YFS₂=3.610.

Приведенное число зубьев шестерни:

Zv₁===21. YFS₁=4.

Расчетное изгибающее напряжение в зубьях колес:

уF₂===164 МПа.

уF₁===182 МПа.



Так как соблюдаются условия:

уF₂<1.1[уF₂]

уF₁<1.1[уF₁],

то условие прочности выполнено.

3. Расчет валов редуктора

Определяем диаметр ведущего вала:

d_в1===32 мм. Принимаем d_в1=35 мм.

Определяем диаметр ведомого вала:

d_в2===50 мм.

Диаметры валов под подшипники:

d_п1=d_в1+5=35+5=40 мм.

d_п2= d_в2+5=50+5=55 мм.

Посадочный диаметр под зубчатое колесо:

d_к= d_п2+5=55+5=60 мм.



Рис.2 Эскиз быстроходного вала.

4. Выбор и проверка долговечности подшипников

По диаметру валов намечаем радиальные шариковые подшипники.

Табл. 2 Размеры подшипников

	№	d, мм.	D, мм.	b, мм	С, кН	С0, кН
Ведущий вал	308	40	90	23	41.0	22.4
Ведомый вал	311	55	120	29	71.5	41.5

Конструктивные размеры вала-шестерни, ведомого вала и зубчатого колеса

Подобранны подшипники (табл. 2) для ведущего и ведомого валов, определяем высоты заплечиков: t_цил1=3.5 мм. t_цил2=4мм.

Определяем координаты r фаски: r₁=2.5, r₂=3

Определяем размеры фаски зубчатого колеса: f₁=1.2 мм. f₂=1.6 мм.

Диаметры буртиков под подшипники:

привод зубчатый подшипник редуктор

d_б1= d_п1+2Чt_цил1=40+2Ч3.5=47 мм. Округлим до 50 мм.

d_б2= d_к+2Чf₂=60+2Ч1.2=64 мм. Округлим до 65 мм.

Расстояние между внешними поверхностями деталей передач:



L_p=a_w+ =125+ =255 мм

Определяем зазор между вращающимися деталями редуктора и его корпусом: a===6 мм. принимаем а=10 мм. и x₁=a.

Расстояние между торцами подшипников вала шестерни:

L=B_w+2Чx₁=40+2Ч10=60 мм.

Определяем высоту крышки с уплотнением подшипника ведомого вала:

h₂=22 мм.

Определяем длину участка вала выступающей за крышку:

l=0.8Чa= 0.8Ч10=8 мм.

Длина ступени вала-шестерни под уплотнение крышки с отверстием под подшипник: L₁=B₂+h₂+1=29+22+1=59 мм.

Длину выходного конца вала-шестерни под шкив ременной передачи принимаем l₁=58 мм.

Длину выходного конца ведомого вала под полумуфту принимаем: l_м2=82 мм.

Длина шпоночного паза на выходном конце вала шестерни:

L_шп1=l_м1-10=58-10=48 мм.

Длина шпоночного паза на выходном участке ведомого вала:

L_шп2=l_м2-10=82-10=72 мм.

Диаметр ступицы колеса:

d_ст=1.6Чd_к=1.6Ч60=97 мм. Округляем до стандартного значения d_ст=100 мм.

Длину ступицы принимаем равной ширине колеса: l_ст=45 мм.

Толщина обода: S_o=2.2Чm+0.05Ч50=2.2Ч2.5+0.05Ч50=8 мм.

Толщина диска зубчатого колеса: С=0.4ЧB_w2=18 мм., принимаем C=20 мм.

Длину посадочной поверхности под зубчатое колесо на ведомом валу назначаем на 3 мм., меньше l_ст . Принимаем l_к2=42 мм.

Расстояние от оси колёс до оси подшипников: L₁ = = = 42 мм.

Проверка долговечности подшипников

Ведущий вал.

Реакции опор:

· в плоскости XZ: R_x1 = R_x2 = = = 2022 н.

· в плоскости YZ:

R_y1 = (F_r ЧL₁ + F_aЧ = (1494 Ч 42 + 713Ч ) = 962 н.

R_y2 = (F_rЧL₁ + F_a Ч = (1494 Ч 42 - 713 Ч ) = 532 н.

Проверка: R_y1 + R_y2 - F_r =962 - 532 - 1494 = 0.



Суммарные реакции:

P_r1 = = = 2239 н.

P_r2 = = = 2091 н.

Подбираем подшипники по более нагруженной опоре 1.

Намечаем шариковые радиальные подшипники № 308.

d = 40 мм; D = 90 мм; В = 23мм; С = 410 кн и С₀ = 22,4 кн.

Эквивалентная нагрузка:

Р_э = (XVP_r1+YP_a)ЧК_бЧК_т, где Р_а = F_a =713 н; V =1; К_б =1; К_т =1; С₀ =22,4 кн.

Отношение = = 0,318 > е X = 0,56; Y = 1,88.

P_э = (0,56 Ч 1Ч 2239 + 1,88 Ч713) Ч1Ч1 ? 2594 н.

Расчётная долговечность: L = ( = ( = 3948 млн. об.

Расчётная долговечность в часах:

L_h = = ? 7 Ч ч.,

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Ведомый вал.

Реакции опор:

· в плоскости XZ: R_x3 = R_x4 = = = 2022 н.

· в плоскости YZ: R_y4=(F_rL₂-F_a) = (1494Ч42-713) = -102 н.

R_y3 = (F_rL₂ + F_a) = (1494 Ч 42 + 713) = 1596 н.

Проверка: R_y3 - F_r - R_y4 = 1596 -1494 - (-102) = 0.

Суммарные реакции:

P_r3 = = = 2576 н.

P_r4 = = = 2025 н.

Выбираем подшипник по наиболее нагруженной опоре 4.

Шариковые радиальные подшипники № 311 d = 55; D = 120; b = 29;

С = 71,5 кН; С₀ = 41,6 кН.

Отношение = = 0,0171 соответствует е ? 0,20.

Отношение = = 0,44 < e, следовательно, х = 1, У = 0.

Эквивалентная нагрузки: Р_э = P_r4 Ч V Ч K_б Ч К_т = 1596 Ч 1 Ч 1 Ч 1 = 1596.

Расчётная долговечность:

L = ( = = 89912 млн. об.

L_h = = = 2 Ч часов,

что больше установленного ГОСТ 16162-85, подшипник пригоден.

Для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 часов, но не может менее 10000 часов. В нашем случае подшипники ведущего вала № 308 имеют ресурс 7Ч10⁴ часов, а подшипники ведомого вала № 311 имеют ресурс 2Ч10⁷ часов.

5. Расчёт клиноременной передачи

Исходные данные для расчёта: передаваемая мощность Р_тр = 3,1 кВт;

частота вращения ведущего шкива n_дв = 950 об/мин; передаточное отношение i_p = 2,8; скольжение ремня е = 0,015.

1. По номограмме принимаем сечение клинового ремня А.

2. Вращающий момент:

Т = = = 31НЧм = 31ЧНЧмм.

3. Диаметр меньшего шкива:

d₁ ? (3ч4) = (3ч4) ? 94ч126 мм.

С учётом того, что диаметр шкива для ремней сечения А не должен быть менее 90 мм, принимаем d₁ = 100 мм.

4. Диаметр большого шкива:



d₂ = i_pd₁(1-е) = 2,8Ч100(1-0,015) = 276 мм.

5. Уточняем передаточное отношение:

i_p = = = 3,

при этом угловая скорость ведущего вала будет:

щ_в = = = 33 рад/с.

Расхождение с тем, что было получено по первоначальному расчёту, Ч 100% = 0,054, что меньше допускаемого.

Окончательно принимаем диаметры шкивов d₁ = 100мм и d₂ = 280 мм.

6. Межосевое расстояние:

a_min = 0,55(d₁+d₂)+T₀ = 0,55(100+280)+8 = 217 мм;

а_max = d₁ + d₂ = 100 + 280 = 380 мм.

Т₀ = 8 мм (высота сечения ремня).

Принимаем предварительно близкое значение а_р = 400 мм.

7. Расчётная длинна ремня:

L =2a_p+0,5р(d₁+d₂)+ =

2Ч400+0,5Ч3,14(100+280)+=1416,8 мм.

Ближайшее стандартное значение L = 1400 мм.

8. Уточненное значение межосевого расстояния а_р с учётом стандартной длины ремня:

а_р = 0,25[(L - w+ ], где w = 0,5р(d₁+d₂) = 0,5Ч3,14(100+280) = 597 мм.

у = (d₂ - d₁ = (280 - 100 = 32,4 Ч .

a_p = 0,25 [(1400-597) + = 391 мм.

При монтаже передачи необходимо обеспечить возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,01 L = 0,01Ч1400 = 14 мм, для облегчения надевания ремней на шкивы и возможность увеличения его на 0,025L = 0,025Ч1400 = 35 мм, для увеличения натяжения ремней.

9. Угол обхвата меньшего шкива:

L₁ = 180є - 57 = 180є - 57 = 154є.

10. Коэффициент режима работы, учитывающий условия эксплуатации передачи для привода к ленточному конвейеру при двухсменной работе С_р = 1,1.

11. Коэффициент, учитывающий влияние длины ремня сечения А, при длине L = 1400; C_L = 0,97.

12. Коэффициент, учитывающий влияние угла обхвата при L₁=154є; С_в=0,93.

13. Коэффициент, учитывающий число ремней в передаче С_z = 0,90, при Z = 4ч6.

14. Число ремней в передаче:

Z = = = 4.

Для ремня сечением А, при длине L = 1400, работе на шкиве d₁ = 100 мм и i?3, мощность передаваемая одним ремнём Р₀ = 1,08 кВт.

15. Натяжение ветви клинового ремня:

F₀ = + и; где V = 0,5 = 0,5Ч99Ч100Ч= 5 м/с;

и - коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил при сечении А. и=0,1. Тогда:

F₀ = = 151 Н.

16. Давление на валы:

F_в =2zsin = 2Ч151Ч4Чsin = 1207 Н.

17. Ширина шкивов:

В_ш = (z-1)e + 2f = (4 - 1)Ч15+2Ч10 = 65 мм.

Рис.4.Геометрические параметры ременной передачи

6. Выбор муфты

По диаметру выходного участка тихоходного вала d_в2 = 50 мм и крутящему моменту Т₂ = 384,4 Нм, выбираем муфту зубчатую МЗ-1 ГОСТ 50895-96.



Таблица 3. Параметры муфты зубчатой

Номинальный крутящий момент Нм	d	D	l	L	C мм. не менее	D1	D2
1000	50	145	82	174	12	100	60

7. Основные конструктивные размеры корпуса редуктора

Определяем толщину стенки редуктора:

д=1.3Ч=1.3Ч=5.76 мм. Принимаем д=6мм.

Диаметр винтов крепления крышки редуктора к основанию корпуса:

d_вк=1.25Ч=1.25Ч=9.09 мм. Принимаем d_вк=10мм (т.е. с резьбой М10).

Диаметр винтов крепления редуктора к фундаменту (или раме):

d_ф=1.25Чd_вк=1.25Ч10=12.5 мм. Принимаем d_ф=14мм.(М14).

Длина фланца корпуса редуктора:

l₂=B₂+h₂=29+22=51 мм.



Ширина фланца корпуса редуктора:

К₃=(2…2.2)Чд=12…13.2 мм.

Расстояние между дном корпуса редуктора и нижней точкой поверхности колеса: b₀?3Чa=3Ч10=30 мм.



Список использованной литературы

1. Блинов В.С, Блинова Е.Е Руководство по курсовому проектированию деталей машин. Магнитогорск.: Изд-во МГТУ им. Носова, 2005.

2. С.А. Чернявский, К.Н. Боков, И. М. Чернин Курсовое проектирование деталей машин. М.:2005.

3. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов Конструирование узлов и деталей машин. М.:1998.

Размещено на Allbest.ru

...