Проектирование привода цепного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

ПЛАН

ВВЕДЕНИЕ

ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРОВОДА

РАСЧЕТ МОЩНОСТЕЙ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

РАСЧЕТ ЦИЛИНДРИЧЕСКОЙ ОТКРЫТОЙ ПЕРЕДАЧИ

РАСЧЕТ ВАЛОВ

РАСЧЁТ ПОДШИПНИКОВ

РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ НА ВАЛАХ

ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ, СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, КОЖУХОВ, ОГРАЖДЕНИЙ И УСТАНОВОЧНОЙ ПЛИТЫ (РАМЫ)

ОПИСАНИЕ СБОРКИ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ ПРИВОДА

СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ



ВВЕДЕНИЕ

Основная цель курсового проекта по деталям машин - приобретение навыков проектирования.

Одна из важнейших задач в подготовке инженера - научить творчески применять при решении поставленных задач приобретенные знания. Одной из целей выполняемого проекта является развитие инженерного мышления, в том числе уметь использовать предшествующий опыт, моделировать используя аналоги. Свойственная курсовому проекту по деталям машин многовариантность решений при одном и том же задании развивает у студентов мыслительную деятельность и инициативу.

Важнейшая задача курсового проектирования - развитие умения разрабатывать техническую документацию. Черчение, наряду с устной речью, писменностью, математическими описаниями и т.д. является важнейшим средством коммуникации, которым обязаны владеть инженеры. Базируясь на исходных предпосылках из курса графики машиностроительного черчения, в процессе самостоятельной работы, студенты овладевают свободным чтением и выполнением чертежей неограниченной сложности.

В данном курсовом пректе рассмотрены несколько возможных вариантов привода по заданным условиям - габариты, мощность, угловая скорость. Из них выбран наиболее предпочтительный с точки зрения максимальгого эффективного использования привода, его компактности и т.д.



ВЫБОР ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ И КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРОВОДА

Определяем мощность электродвигателя.

где - коэффициент полезного действия редуктора.

- пара подшипников качения;

- ременная передача;

- цилиндрическая зубчатая передача;

- червячная передача;

Вт;

Частота вращения выходного вала

мин^-1

Выбор электродвигателя [1, c 280, табл.16.7.1. и 16.7.2.]

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью несколько превышающей .

Принимаем двигатель: 4А112М2У3 ,для которого:

кВт

мин^-1

кгм²

Действительное общее передаточное число привода [1, c 12]

Производим разбивку привода [1, c 50, табл. 4.2.4.] по ГОСТ 2185-66, ГОСТ 12289-76, ГОСТ 25301-82

Выбираем передаточное отношение передач:

ременная передача - u = 3;

цилиндрическая передача - u = 4;

червячная передача - u = 12,5;

Погрешность в выборе передаточных чисел:

Погрешность не превышает 3%, так что возможен выбор таких передаточных чисел передач.

электродвигатель кинематический вал передача подшипник

РАСЧЕТ МОЩНОСТЕЙ И КРУТЯЩИХ МОМЕНТОВ НА ВАЛАХ

Мощности на валах привода:

Определение мощности на валах редуктора производится с учетом потерь мощности в подшипниках передач по формуле:

;

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами;

- КПД подшипников;

Вт;

Вт;

Вт;

Вт;

Частоты вращения валов:

Частоты вращения валов определяются по формуле:

где n_i -частота вращения расчетного вала;

n_i-1 - частота вращения предыдущего вала;

u - передаточное отношение ступени.

Крутящие моменты на валах привода:

Крутящие моменты на валах привода определяются по формуле:

,

где - искомый крутящий момент на валу, Нм;

- мощность на расчетном валу, H;

- крутящий момент, сек^-1;

Нм

Нм

Нм

Нм

РАСЧЕТ РЕМЕННОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Диаметр ведущего шкива, мм.

Принимаем ;

Диаметр ведомого шкива, мм.

Действительный диаметр принимаем равным d₂=280 мм;

Действительное передаточное число передачи

Рекомендуемое межосевое расстояние, мм

Расчетная длина ремня, мм

Принимаем длину ремня равную мм;

Угол обхвата ремнем ведущего шкива, град

Значение коэффициента, учитывающего влияние угла обхвата на ведущем шкиве,

Скорость ремня, м/с

Значение коэффициента, учитывающего влияние центробежных сил,

Число пробегов ремня, с^-1

Окружное усилие, Н

Номинальное удельное окружное усилие, Н/мм

Допускаемое удельное окружное усилие в реальных условиях эксплуатации, Н/мм

Ширина ремня, мм

Принимаем ширину ремня мм

Число несущих слоёв ремня

Толщину ремня принимаем равную мм

Сила нагружающая валы передачи, H

,

где



РАСЧЕТ ЧЕРВЯЧНОЙ ПЕРЕДАЧИ

Исходные данные:

Предварительно оцениваем скорость скольжения:

Венец - бронзы безоловянистые и латуни (БРФ10ЖЗНц1.5)

Червяк - сталь 40Х

Допускаемое контактное напряжение:

Допускаемое изгибное напряжение:

Коэффициент долговечности:

Расчёт межосевого расстояния и выбор основных параметров передачи.

=4

Расчётное межосевое расстояние:

Расчётный осевой модуль

m=6.3 мм

q=14

Расчётное контактное напряжение

Проверяем предварительно выбранную скорость скольжения:

Рассчитываем коэффициент смещения колеса

Размеры червяка:

Размеры червячного колеса:

Проверка расчётных напряжений изгиба

Окружная сила в зацеплении

Удельная окружная динамическая сила

Коэффициент учитывающий форму зуба

Расчётные напряжения изгиба зуба червячного колеса

Силы в зацеплении червячной передачи

Окружные:

Радиальные:

Осевые:

Прогиб червяка:

Тепловой расчёт передачи:

КПД передачи

f=0.03

Выделяющаяся тепловая мощность

Тепловая мощность передаваемая в окружающую среду

, то T> 70? и следует применить искусственное охлаждение, корпус сделать ребристым и увеличить площадь

РАСЧЕТ ЦИЛНДРИЧЕСКОЙ ОТКРЫТОЙ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

Расчет ведем по методике и рекомендациям [1], стр. 42, 47.

Исходные данные:

крутящие моменты:

Расчет геометрических параметров

Выбор материала и термической обработки

Материалы для изготовления шестерен и зубчатых колес рекомендуется выбирать так, чтобы

По табл. 4.1.1. и 4.1.2. выбираем:

-для шестерни - сталь45Х (НВ₁=270; =850 МПа; =650 МПа);

-для колеса - сталь 40Х (НВ₂=240; =850 МПа; =550 МПа);

-Термообработка - улучшение.

-допускаемые напряжения:

-передача прямозубая;

Допускаемые контактные напряжения.

Базовое число циклов, соответствующее пределу выносливости для шестерни и зубчатого колеса:

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при стационарном режиме изменения напряжений:

где продолжительность работы передачи ();

с=1,2,3,… - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (с=1);

- частота вращения шестерни и колеса соответственно;

- коэффициент, учитывающий изменение нагрузки передачи в соответствии с циклограммой:

.

Допускаемые изгибные напряжения.

Базовое число циклов напряжений: циклов.

Предел выносливости зубьев при изгибе, МПа:

для шестерни

для колеса

Эквивалентное число циклов перемены напряжений при расчете зубьев на выносливость при изгибе:

где продолжительность работы передачи (см. выше),

с=1,2,3,… - число колес, находящихся в зацеплении с рассчитываемым (с=1)

- частота вращения шестерни и колеса соответственно;

При принимаем .

Допускаемые изгибные напряжения, МПа:

где - коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки:

при одностороннем приложении нагрузки ;

Допускаемые напряжения при действии максимальной нагрузки:

Контактные:

Изгибные:

Расчетное модуль зацепления

мм,

где k_m=1.4

=1 - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по ширине венца( [1], рис. 4.2.2a)

K_A=1,25 - коэффициент внешней динамической нагрузки, ([1], табл. 4.2.9.)

=0,8 - коэффициент ширины шестерни относительно межосевого расстояния.

Диаметры зубчатых колёс

-делительный

-вершин зубьев:

-ножек зубьев

Межосевое расстояние

Число зубьев шестерни

Ширина венцов

=зубчатого колеса

-шестерни

Действительное передаточное число

u_д=z₂/z₁=72/18=4

Проверка расчетных контактных напряжений

Окружная сила в зацеплении

Окружная скорость колес

м/c

Удельная расчетная окружная сила :

Расчетные контактные напряжения:

МПа<[]МПа,



где Z_Н=1.77 для прямых зубьев - коэффициент, учитывающий форму сопряженных поверхностей зубьев

Z_E=275

для прямых зубьев - коэффициент, учитывающий суммарную длину контактных линий.

Расчетные контактные напряжения не превышают допустимого значения, т.е. прочность зубчатого колеса по контактным напряжениям обеспечена.

Проверка расчетных напряжений изгиба

:-коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

Удельная расчетная окружная сила при изгибе

Расчетное напряжение изгиба зуба

Расчетные напряжения изгиба не превышают допустимого значения, т.е. прочность зубчатого колеса по контактным напряжениям обеспечена.

Проверка прочности зубьев при перегрузках

Максимальные напряжения изгиба

Максимальное контактное напряжение

При перегрузках максимальные значения контактных напряжений и напряжений изгиба находятся в пределах допустимых значений.

Силы в зацеплении зубчатых колес

Уточненный крутящий момент на шестерне:

Нм

Окружные силы:

Н

Н

Радиальные силы:

Н

Н

РАСЧЕТ ВАЛОВ

Разработка конструкции валов

По известным крутящим моментам определяем диаметры выходных концов валов.

Вал 1:

,

где =30МПа,

Вал 2:

.

Ослабление вала шпоночной канавкой необходимо компенсировать увеличением размера на 5-10%.

Окончательно принимаем

Диаметры цапф:

d_1п.у.=28мм;

d_2п.у.=58мм;

Диаметры валов под подшипники:

d_1подш.=30мм;

d_2подш.=60мм;

Диаметры буртиков:

d_1б.=40мм;

d_2б.=68мм;

Проектный расчет вала 1

Составим расчетную схему , где вал рассматривается как балка лежащая на шарнирных опорах.

l₁= 330мм, d₁ =88.2

Силы, нагружающие вал:

Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:

Проверка:

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Проверка:

Изгибающие моменты:

-в вертикальной плоскости

-в горизонтальной плоскости

Н·м;

Н·м;

Н·м



Проверку производим для наиболее ослабленного участка вала.

Суммарный изгибающий момент в опоре В:

Амплитуда номинальных напряжений изгиба при симметричном цикле изменения напряжений изгиба

,

где - момент сопротивления вала изгибу

Коэффициент безопасности в сечении по изгибу:

,

где

Касательные напряжения

Коэффициент безопасности для сечения по кручению

,

где

Общий коэффициент запаса прочности и жесткости:

S?[S], где [S]=2

Условия на прочность и жесткость выполняются.

Проектный расчет вала 2

Составим расчетную схему, где вал рассматривается как балка лежащая на шарнирных опорах.

l₁= 185мм,

Силы, нагружающие вал:

Расстояния между опорами и деталями передач выбираем из условия и конструктивных соображений.

Определяем опорные реакции в горизонтальной плоскости:

Определяем опорные реакции в вертикальной плоскости:

Определяем изгибающие моменты

- в горизонтальной плоскости:

- в вертикальной плоскости

Проверку производим для наиболее ослабленного участка вала.

Суммарный изгибающий момент в опасном сечении:

,

- момент сопротивления вала изгибу, где t=7.5мм, b=20мм ([2],ст.58,таб.4.1)

Коэффициент безопасности в сечении по изгибу:

Касательные напряжения

Коэффициент безопасности для сечения по кручению

Общий коэффициент запаса прочности и жесткости:

S?[S], где [S]=2,5

Условия на прочность и жесткость выполняются.

РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ

Расчет подшипников для ведущего вала

1. Определяем реакции опор

- рассчитан ранее

Желаемая долговечность L = 7008 ч. Температура в подшипнике не превышает 100ъ. К_Е = 0,63.

2. Предварительно принимаем роликовый конический подшипник 7206 A.

3. Для этих подшипников определяем по [4, табл.24.15 ] динамическую C_r = 63,0 кН и статическую C_or = 51,0 кН грузоподъемности.

4. Находим эквивалентную нагрузки

5. Расчет производим для второй опоры, как более нагруженной F_r2 > F_r1

6. Определяем отношение

Из [2,табл. 16,5] е = 0,37.

7. Определяем отношение , V = 1 при вращении внутреннего кольца.

8. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

где K_у = 1,3 - коэффициент безопасности;

K_T = 1 - температурный коэффициент.

9. Требуемая динамическая грузоподъемность

р = 3,33 - для роликовых подшипников.

С_тр = 44кН < C_r = 50,1 кН

Выбранный подшипник подходит.

Расчет подшипников для выходного вала

1. Определяем реакции опор

Желаемая долговечность L = 14716,8 ч. Температура в подшипнике не превышает 100ъ. К_Е = 0,63.

2. Предварительно принимаем роликовый конический подшипник 7612.

3. Для этих подшипников определяем по [4, табл.24.15 ] динамическую C_r = 186 кН и статическую C_or = 157 кН грузоподъемности.

4. Находим эквивалентную нагрузки

5. Расчет производим для первой опоры, как более нагруженной F_r2 < F_r1

6. Определяем отношение

Из [6,табл. 12.1] е = 0,3.

7. Определяем отношение , V = 1 при вращении внутреннего кольца.

При для конических подшипников окончательно принимаем X=1 и Y=0.

8. Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка

где K_у = 1,3 - коэффициент безопасности;

K_T = 1 - температурный коэффициент.

9. Требуемая динамическая грузоподъемность

р = 3,33 - для шариковых подшипников.

С_тр = 7,5 кН < C_r = 186 кН

Выбранный подшипник подходит.

РАСЧЕТ КРЕПЛЕНИЯ НА ВАЛАХ

Подбор шпонок

Расчет ведем по методике и рекомендациям ([2], т. 2, стр. 70-84 и [1], стр. 122).

Размеры призматической шпонки по ГОСТ 23360-78: ширина - b, высота - h, глубина паза вала - t₁, глубина паза втулки - t₂ выбирается по табл. 4.1 стр. 78 или табл. 9.1.2 стр. 122. Рабочая длина шпонки определяется из условия прочности на смятие



где - для неподвижных соединений при незакаленных поверхностях (стр. 74). Принимаем .

Полная длина шпонки округляется до ближайшей большей стандартной величины.

Соединение вала I электродвигателя с ременной передачей:

, , .

Выбираем шпонка 6х7х25 ГОСТ 23360-78

Соединение вала II с ременной передачей: , , .

Выбираем шпонка 8х7х50 ГОСТ 23360-78

Соединение вала II| с колесом цилиндрической передачи:

, , ,

Выбираем шпонка 12х8х115 ГОСТ 23360-78

Соединение вала III с колесом червячной передачи:

, , ,

Выбираем шпонка 22х14х95 ГОСТ 23360-78

ВЫБОР СИСТЕМЫ СМАЗКИ, СМАЗОЧНЫХ МАТЕРИАЛОВ И УПЛОТНЕНИЙ

Смазка и смазочный материал редуктора.

Поскольку окружная скорость колеса меньше 12 м/с (3.9 м/с), то рационально использовать смазку погружением в масляную ванну. Способ подачи масла- окунанием. Рекомендуемая вязкость масла 180м²/с (20м²/с) при 50⁰ С (100⁰ С).Выбираем масло для червячной передачи И-Т-Д-100

Смазка подшипников

Смазывание подшипников валов осуществляется пластичной мазью. Для подшипников выбираем пластичную литиевую смазку ЦИАТИМ-203 (ГОСТ 8773 - 73) с температурой каплепадения не ниже 150?С и температурой применения 50?…90?С. Мазь будем подавать в подшипники через пресс-маслёнки.

ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ КОРПУСНЫХ ДЕТАЛЕЙ, КОЖУХОВ, ОГРАЖДЕНИЙ И УСТАНОВОЧНОЙ ПЛИТЫ (РАМЫ)

Толщина стенок корпуса и крышки

Толщина фланцев корпуса и крышки

мм

Диаметры болтов:

- для болтов крепящих редуктор к раме

Принимаем болты М22

- для болтов крепящих крышку к основанию корпуса у подшипников приняты болты М20

-для болтов крепящих крышку к основанию корпуса

Принимаем болты М10

ОПИСАНИЕ СБОРКИ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ ПРИВОДА

Перед сборкой внутреннюю полость корпуса редуктора тщательно очищают и покрывают маслостойкой краской.

Сборку производят в соответствии со сборочным чертежом редуктора, начиная с узлов валов: на ведущий вал насаживают мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле до 80-100?С; затем данный узел вставляется в корпус, а для ведущего вала второго редуктора еще закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо; в ведомый вал закладывают шпонку и напрессовывают зубчатое колесо до упора в бурт вала; затем надевают распорную втулку, мазеудерживающие кольца и шарикоподшипники, предварительно нагретые в масле.

Собранные валы вкладывают в основание корпуса, покрывая предварительно поверхности стыка крышки и корпуса спиртовым лаком Для центровки устанавливают крышку на корпус затягивают болты, крепящие крышку к корпусу.

После этого в подшипники закладывают пластинчатую смазку, ставят крышки и завинчивают их.

Далее на концы валов закладываются шпонки и устанавливаются шкивы.

Затем ввертывают пробку маслоспускного отверстия, заливают в корпус масло и закрывают смотровое отверстие.

Собранный редуктор обкатывают и подвергают испытанию.



СПИСОК ИСПОЛЬЗУЕМОЙ ЛИТЕРАТУРЫ

1. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование, Минск, 2001

2. Кузьмин А.В. и др. Курсовое проектирование деталей машин, в 2-х частях, Минск, В.Ш., 1982

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя, тт 1-3, М., Машиностроение, 1980

4. Кузьмин А.В. и др. Расчеты деталей машин, Минск, В.Ш., 1986

5. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин. М., В.Ш., 1985

Размещено на Allbest.ru