Привод ленточного конвейера

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

Пермский государственный технический университет

КУРСОВАЯ РАБОТА

по дисциплине «Детали машин»

«Привод ленточного конвейера»

Лысьва 2008

Содержание

1. Кинематический и силовой расчет двигателя

2. Выбор материалов зубчатой передачи

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

4. Расчет ременной передачи

5. Предварительный расчет и проектирование валов редуктора

6. Расчет подшипников качения

7. Расчет шпоночного соединения

8. Выбор муфты

Список литературы

1 Кинематический и силовой расчет привода

Рисунок 1

1 Электродвигатель

2 Плоскоременная передача

3 Редуктор прямозубый

4 Муфта

5 Барабан конвейера

F_t=3,25 кН; D_б=0,25 м; v=1,1 м/с; n_ном=750 об/мин; L_h=12000 ч; ?=3%; НВ<350; производство мелкосерийное; термическая обработка - улучшение.

Выбор электродвигателя

Определил требуемую мощность на выходе

(1.1)

Где F_t - окружное усилие на барабане;

? - окружная скорость ленты конвейера;

Вт

1.1.2 Определил мощность двигателя

Рассчитал общий коэффициент полезного действия привода:

(1.2)

Где ?_{закр.перед} - коэффициент полезного действия закрытой передачи;

?_{откр.перед} - коэффициент полезного действия открытой передачи;

?_муф - коэффициент полезного действия муфты;

?_{родшип.кач} - коэффициент полезного действия подшипников качения;

?_{родшип.скал} - коэффициент полезного действия подшипников скальжения;

Определил мощность двигателя:

(1.3)

Вт

По рассчитанному Р_дв выбрал электродвигатель 4АМ132S8У3 Р_ном=4 кВт; n_ном=720 об/мин.

Определение общего передаточного числа привода и его ступеней

Определим частоту вращения выходного вала

(1.4)

Где D_б - диаметр барабана;

об/мин

Определил общее передаточное число привода

(1.5)

Разделил передаточное число по ступеням

(1.6)

Определение вращающих моментов на валах

Определил частоту вращения валов

об/мин

(1.7)

об/мин

(1.8)

об/мин

об/мин

Определил угловую скорость валов

(1.9)

рад/с

(1.10)

рад/с

(1.11)

рад/с

рад/с

Определил мощности на валах

кВт

(1.12)

кВт

(1.13)

кВт

 (1.14)

кВт

Определил крутящие моменты

(1.15)

Нм

(1.16)

Нм

(1.17)

Нм

(1.18)

Нм

2. Выбор материалов зубчатой передачи

Выбор твердости, термической обработки и материала колес

Выбрал сталь 45 НВ<305, термообработка - улучшение. Твердость шестерни НВ₁=269…302, твердость колеса НВ₂=244…277. Определил среднюю твердость для шестерни и колеса: НВ_ср1=285,5; НВ_ср2=260,5.

Определение допустимых напряжений

Определил допустимые напряжения для шестерни и колеса

a) Для шестерни:

Допускаемое контактное напряжение:

(2.1)

Н/мм²

Допускаемое напряжение изгиба:

(2.2)

Н/мм²

б) Для колеса:

Допускаемое контактное напряжение:

Н/мм² (2.3)

Н/мм²

Допускаемое напряжение изгиба:

(2.4)

Н/мм²

Определим контактную прочность с учетом коэффициента долговечности

N - число циклов перемены напряжения за весь период работы:

(2.5)

млн. цикл

(2.6)

млн. цикл

(2.7)

(2.8)

Где: К_HL - коэффициент долговечности;

N_НО1 - число циклов перемены напряжения, N_НО1=25 млн. цикл; N_НО2=16,5 млн. цикл;

a) Для шестерни:

(2.9)

Н/мм²

б) Для колеса:

(2.10)

Н/мм²

Определил допустимые изгибные напряжения с учетом коэффициента долговечности

 (2.11)

(2.12)

Где К_FL - коэффициент долговечности;

N_FO - число циклов перемены напряжений; N_FO=4*10⁶ цикл;

а) Для шестерни:

(2.13)

Н/мм²

б) Для колеса:

(2.14)

Н/мм²

3. Расчет цилиндрической зубчатой передачи

Проектный расчет

Определил межосевое расстояние

(3.1)

где: К_а - вспомогательный коэффициент, К_а=49,5

?_а - коэффициент ширины венца колеса, ?_а=0,3

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

[?]_H - допускаемое напряжение менее слабого зуба, [?]_H=535,9 Н/мм²;

мм

Полученное значение округлил до стандартного а_w=155 мм;

Определил модуль зацепления:

(3.2)

Где K_m - вспомогательный коэффициент, K_m=6,8

d₂ - делительный диаметр колеса,

мм (3.3)

b₂ - ширина венца колеса, мм

мм

Полученное значение округлил до стандартного: m=2 мм

Определил угол наклона зубьев

Для прямозубых угол наклона ?=0⁰

Определил суммарное число зубьев шестерни и колеса

(3.4)

Определил число зубьев шестерни

(3.5)

Определил число зубьев колеса

(3.6)

Определил фактическое передаточное число

(3.7)

Определил отклонение фактического передаточного числа от заданного

(3.8)

%<4% - отклонение в пределах нормы

Определил фактическое межосевое расстояние

(3.9)

мм

Определил фактические основные геометрические параметры передачи

а) для колеса

делительный диаметр:

(3.10)

мм

диаметр вершин зубьев:

(3.11)

мм

диаметр впадин зубьев:

(3.12)

мм

ширина венца:

(3.13)

мм

Округлил до стандартного: b₂=46 мм

б) для шестерни

делительный диаметр:

(3.14)

мм

диаметр вершин зубьев:

(3.15)

мм

 (3.16)

мм

ширина венца:

(3.17)

мм

Принял в соответствии со стандартом: b₁=49 мм

Проверочный расчет

Проверочный расчет межосевого расстояния

(3.18)

мм

Определил контактное напряжение

(3.19)

Где К - вспомогательный коэффициент, К=436;

F_t - окружная сила в зацеплении:

(3.20)

Н

К_н? - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, К_н?=; К_н? - коэффициент динамической нагрузки:

(3.21)

м/с

К_н?=1,05; К_н? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, К_н?=1

недогрузка составляет 3,74%, что соответствует норме

Проверил зубья шестерни и колеса по напряжению изгиба

(3.22)

Где: K_F? - - коэффициент учитывающий распределение нагрузки между зубьями, K_F?=1; К_F? - коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине зуба, К_F?=; К_F? - коэффициент динамической нагрузки, К_F?=1,13; Y_F2 - коэффициент формы зуба, Y_F2=3,6; Y_? - коэффициент, учитывающий наклон зубьев, Y_?=1

Н/мм² - соответствует норме

(3.23)

Где: Y_F1 - коэффициент формы зуба, Y_F1=3,7

294,07 Н/мм² - соответствует норме

4. Расчет ременной передачи

Проектный расчет

Выбрал нормальное сечение ремня и диаметр ведущего шкива

d₁=140 мм

Определил диаметр ведомого шкива

d₂=d₁*u*(1-?) (4.1)

Где: ? - коэффициент скольжения, ?=0,02

мм

Полученное значение округлил до стандартного: d₂=400 мм

4.1.3 Определил фактическое передаточное число и проверил его отклонение

(4.2)

(4.3)

<3% - соответствует норме

Определил ориентировочное межосевое расстояние

(4.4)

Где: h(H) - высота сечения клинового ремня, h(H)=10,5 мм

мм

Определил расчетную длину ремня

(4.5)

мм

Полученное значение округлил до стандартного: l=1600 мм

Уточнил значение межосевого расстояния по стандартной длине

(4.6)

мм

Определил угол обхвата ремнем ведущего шкива

(4.7)

Определил скорость ремня

(4.8)

Где: [?] - допускаемая скорость, [?]=25 м/с

м/с - соответствует норме

Определил частоту пробегов ремня

 (4.9)

Где: [U] - допускаемая частота пробегов, [U]=30с^-1

с^-1 - соответствует норме

Определил допускаемую мощность для одного ремня

[P_п]=[Р_о]*С_р*С_а*С_l*С_z (4.10)

Где: [Р_о] - допускаемая приведенная мощность, [Р_о]=1,61 КВт

С_р - коэффициент динамичности нагрузки, С_р=0,9

С_а - коэффициент угла обхвата на меньшем шкиве, С_а=0,89

С_l - коэффициент влияния отношения расчетной длинны ремня к базовой, С_l=1

С_z - коэффициент числа ремней, С_z=0,95

[P_п]=1,61*0,9*0,89*1*0,95=1,23 КВт

Определил количество клиновых ремней

(4.11)

Определил силу предварительного натяжения одного ремня

(4.12)

Н

Определил окружную силу для комплекта ремней

 (4.13)

Н

Определил силы натяжения ведущей и ведомой ветвей

(4.14)

Н

(4.15)

Н

Определил силу давления ремней на вал

(4.16)

Н

Проверочный расчет

Проверил прочность ремня по максимальным напряжениям в сечении ведущей ветви

(4.17)

Где: ?₁ - напряжение растяжения:

 (4.18)

Где: А - площадь сечения ремня, А=138 мм²

Н/мм²

?_и - напряжение изгиба:

(4.19)

Где: Е_и - модуль продольной упругости, Е_и=80 Н/мм²

h - высота сечения ремня, h=10,5 мм

Н/мм²

?_v - напряжение от центробежных сил:

(4.20)

Где: р - плотность материала ремня, р=1250 кг/мм³

0,03 Н/мм²

[?]_р - допускаемое напряжение растяжения, [?]_р=10 Н/мм²

Н/мм² - прочность ремня обеспечена

5. Предварительный расчет и проектирование валов редуктора

Нагрузки валов редуктора

Рисунок 2

F_t - окружная сила

F_r - радиальная сила

Определил окружные и радиальные силы в зацеплении зубчатой передачи

А) Для колеса

(5.1)

Где: d₂ - делительный диаметр колеса, d₂=230 мм

Н

(5.2)

Где: ? - угол зацепления, ?=20⁰

? - угол наклона зубьев, ?=0⁰

Н

Б) Для шестерни

Н (5.3)

Н (5.4)

Определил консольные силы

(5.5)

Н

(5.6)

Н

Предварительный расчет

Выбор материала для валов

Выбрал материал для валов - сталь 45

Способ термообработки - улучшение

?_т - предел текучести, ?_т=650 Н/мм²

?_в - предел прочности, ?_в=890 Н/мм²

?_l - предел выносливости, ?_l=380 Н/мм²

5.2.2 Выбор допускаемых напряжений на кручение

Для тихоходного вала: [?]_к=20 Н/мм²

Для быстроходного вала: [?]_к=10 Н/мм²

Определил геометрические параметры ступеней валов

а) вал - шестерни:

Диаметр вала под шкив:

(5.7)

Где: М_к - крутящий момент на валу, М_к=153,26 Н*м

мм

Полученное значение округлил до стандартного d₁=42 мм

Дина участка вала под шкив:

(5.8)

мм

Полученное значение округлил до стандартного l₁=55 мм

Диаметр вала под подшипник:

(5.9)

Где: t - высота упорного бурта, t=2,8 мм

мм

Округлил полученное значение до стандартного d₂=50 мм

Длинна вала под подшипник:

(5.10)

мм

Округлил полученное значение до стандартного l₂=78 мм

Диаметр вала под шестерню:

(5.11)

Где: r - координаты фаски подшипника, r=3

мм

Округлил значение до стандартного d₃=60 мм

Длинна вала под шестерню:

l₃=88 мм

Диаметр вала под подшипник:

d₄=d₂=50 мм

Длинна вала под подшипник

l₄=B+C (5.12)

Где: В-ширина подшипника, В=27 мм

С - длинна фаски вала, С=3 мм

l₄=27+3=30 мм

Принял значение l₄=30 мм

б) вал - колеса:

Диаметр вала под полумуфту:

(5.13)

Где: М_к - крутящий момент на валу, М_к=416,57 Н*м

мм

Округлил до стандартного значения d₁=49 мм

Длинна вала под полумуфту:

(5.14)

мм

Принял стандартное значение l₁=73 мм

Диаметр вала под подшипник:

 (5.15)

Где: t - высота упорного бурта, t=2,8 мм

мм

Округлил полученное значение до стандартного d₂=55 мм

Длинна вала под подшипник:

(5.16)

мм

Принял стандартное значение l₂=70 мм

Диаметр вала под колесо:

(5.17)

Где: r - координаты фаски подшипника, r=3

мм

Принял стандартное значение d₃=65 мм

Длинна вала под колесо:

l₃=88 мм

Диаметр вала под подшипник:

d₄=d₂=55 мм

Длинна вала под подшипник

l₄=B+C (5.18)

Где: В-ширина подшипника, В=29 мм

С - длинна фаски вала, С=3 мм

l₄=29+3=32 мм

Принял значение l₄=32 мм

Предварительный выбор подшипников качения

а) Вал шестерни: принял шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии (ГОСТ 8338-75). Характеристики подшипников привел в таблице 1.

Таблица 1

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	Cr	C0r
310	50	110	27	3	61,8	36

б) Вал колеса: принял шариковые радиальные однорядные подшипники средней серии (ГОСТ 8338-75). Характеристики подшипников привел в таблице 2.

Таблица 2

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъемность, кН
	d	D	B	r	Cr	C0r
311	55	120	29	3	71,5	41,5

Расчетная схема валов

Определение реакций в подшипниках быстроходного вала и построение эпюры изгибающих моментов

Для горизонтальной плоскости:

(5.19)

(5.20)

Где: - реакция опоры в точке С

l_б - длинна участка вала, l_б=115 мм

Н

(5.21)

(5.22)

Где:- реакция опоры в точке А

Н

(5.23)

Где:

Hм

Нм

(5.24)

Где:

Нм

Нм

M₃=0 Нм

Для вертикальной плоскости:

(5.25)

(5.26)

Где: l_оп - длинна участка вала, l_оп=90,5 мм

Н

(5.27)

(5.28)

Н

(5,29)

Где:

Нм

Нм

(5.30)

Где:

Нм

Нм

(5.31)

Где:

Нм

Нм

Определил крутящий момент на валу и построил эпюру крутящего момента

(5.32)

Нм

Определил суммарные радиальные реакции в опорах

(5.33)

Н

(5.34)

Н

Определил суммарный изгибающий момент

(5.35)

Нм

Нм



Рисунок 3

Определение реакций в подшипниках тихоходного вала и построение эпюры изгибающих моментов

Для горизонтальной плоскости:

(5.36)

(5.37)

Н

(5.38)

(5.39)

Н

(5.40)

Где:

Hм

Нм

(5.41)

Где:

Нм

Нм

(5.42)

Где:

Нм

Нм

Для вертикальной плоскости:

 (5.43)

(5.44)

Н

(5.45)

(5.46)

Н

(5.47)

Где:

Hм

Нм

(5.48)

Где:

Нм

Нм

M₃=0 Нм

Определил крутящий момент на валу и построил эпюру крутящего момента

(5.49)

Нм

Определил суммарные радиальные реакции в опорах

(5.50)

Н

(5.51)

Н

Определил суммарный изгибающий момент

(5.52)

Нм



Рисунок 4

6. Расчет подшипников качения

Определил эквивалентную нагрузку

Для шестерни:

(6.1)

Где V - коэффициент вращения, V=1

R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=3799,38 Н

К_б - коэффициент безопасности, К_б=1,25 для L_h=12000 ч.

К_т - температурный коэффициент, К_т=1 до 100⁰С

Н

Для колеса:

(6.2)

Где V - коэффициент вращения, V=1

R_r - радиальная нагрузка подшипника, R_r=3840,95 Н

К_б - коэффициент безопасности, К_б=1,25 для L_h=12000 ч.

К_т - температурный коэффициент, К_т=1 до 100⁰С

Н

Проверка подшипников по динамической грузоподъемности

Для шестерни:

(6.3)

Где n - частота вращение вала, n=240 об/мин

L_h - долговечность, L_h=12000 ч.

а₁ - коэффициент надежности, а₁=1

а₂₃ - коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а₂₃=0,75

- кН проходит

Для колеса:

 (6.4)

Где n - частота вращение вала, n=84,22 об/мин

L_h - долговечность, L_h=12000 ч.

а₁ - коэффициент надежности, а₁=1

а₂₃ - коэффициент учитывающий влияние качества подшипника и качества его эксплуатации, а₂₃=0,75;

кН - проходит

Определил расчетную долговечность подшипника

Для шестерни:

(6.5)

ч. - проходит

Для колеса:

(6.5)

ч. - проходит

Определил прочность тихоходного вала

Под колесом:

(6.6)

 Н/мм2

(6.7)

Н/мм2

(6.8)

Н/мм² - проходит

Под подшипниками:

(6.9)

Н/мм2

(6.10)

Н/мм2

(6.11)

Н/мм² - проходит

Под муфтой:

 (6.12)

Н/мм2

(6.13)

Н/мм2

(6.14)

Н/мм² - проходит

Определил прочность быстроходного вала

Под шестерней:

(6.15)

Н/мм2

(6.16)

Н/мм2

 (6.17)

Н/мм² - проходит

Под подшипниками:

(6.18)

Н/мм2

(6.19)

Н/мм2

(6.20)

Н/мм² - проходит

Под ведомым шкивом:

(6.21)

Н/мм2

(6.22)

 Н/мм2

(6.23)

Н/мм² - проходит

7. Расчет шпоночного соединения

Рисунок 5 Шпоночное соединение

Выбрал шпонку под колесо

Для мало серийного производства используются призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с ?_в?600 Н/мм², сталь 45.

Сечение шпонки выбрал по диаметру вала:

L=63 мм; b=18 мм; h=11 мм; t₁=7 мм; t₂=4,4 мм.

Проверил выбранную шпонку

 (7.1)

Где: F_t - окружная сила

Н (7.2)

А_см - площадь смятия:

мм² (7.3)

Где l_p - рабочая длина шпонки со скругленными торцами:

мм (7.4)

Н/мм² - проходит по условию

Выбрал шпонку под муфту

Для мало серийного производства используются призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с ?_в?600 Н/мм², сталь 45.

Сечение шпонки выбрал по диаметру вала:

L=63 мм; b=14 мм; h=9 мм; t₁=5,5 мм; t₂=3,8 мм.

Проверил выбранную шпонку

(7.5)

Где: F_t - окружная сила

 Н (7.6)

А_см - площадь смятия:

мм² (7.7)

Где l_p - рабочая длина шпонки со скругленными торцами:

мм (7.8)

Н/мм² - проходит по условию

Выбрал шпонку под ведомой шкив

Для мало серийного производства используются призматические шпонки, изготовленные из чистотянутой стали с ?_в?600 Н/мм², сталь 45.

Сечение шпонки выбрал по диаметру вала:

L=40 мм; b=12 мм; h=8 мм; t₁=5 мм; t₂=3,3 мм.

Проверил выбранную шпонку

(7.9)

Где: F_t - окружная сила

Н (7.10)

А_см - площадь смятия:

 мм² (7.11)

Где l_p - рабочая длина шпонки со скругленными торцами:

мм (7.12)

Н/мм² - проходит по условию

8. Выбор муфты

Определил расчетный момент

(8.1)

Где К_р - коэффициент режима нагрузки, К_р=1,375

Т₂ - вращающий момент, Т₂ = 416,57 Нм

Выбрал тип муфты

Выбрал муфту упругую с торообразной оболочкой.

Данная муфта проста по конструкции и обладает высокой податливостью, что обеспечивает компенсацию несоосности рабочей машины и редуктора, при переменных нагрузках и при кратковременных перегрузках.

Нм - проходит.

Список литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Детали машин. Курсовое проектирование. М.: ВШ, 1990. 399 с.

2. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: ВШ, 1991. 432 с.

3. Чернавский С.Н., Боков К.Н. Курсовое проектирование деталей машин. - М.: Машиностроение, 1988. 415 с.

4. Иванов М.Н., Иванов В.Н. Детали машин. Курсовое проектирование. М., 1975. 423 с.