Размещено на http://www.allbest.ru/

ДИПЛОМНАЯ РАБОТА

на тему: «Привод пластичного конвейера»

Содержание

Введение

1. Выбор электродвигателя

2. Определение частот вращения, мощностей и моментов на валах привода

3. Расчет одноступенчатой, косозубой передачи при помощи ЭВМ

4. Расчет клиноременной передачи при помощи ЭВМ

5. Расчёт параметров зубчатых колёс коробки передач

6. Проектный расчёт валов

7. Расчёт соединений

8. Проверочный расчёт зубчатых колёс коробки передач.

9. Подбор подшипников качения

10. Расчёт валов на статическую прочность

11. Расчёт звёздочки конвейера

12. Расчёт комбинированной муфты

13. Выбор смазочных материалов

Список использованной литературы

Введение

В рамках данного проекта необходимо разработать привод пластинчатого конвейера, состоящего из: коробки скоростей, электродвигателя, приводного вала со звёздочками, муфты и ремённой передачи.

1. Выбор электродвигателя

Нахождение мощности на приводном валу:

Определение общего КПД привода.

где: рем - КПД ременной передачи;

пк - КПД подшипников;

м - КПД муфты;

кор - КПД коробки передач;

цил - КПД косозубой цилиндрической передачи;

м = 0,99; рем = 0,95; пк = 0,99; кор=цил=0,95;

общ = 0,95 0,972 0,992= 0,876.

Определение требуемой мощности электродвигателя.

Определение частоты вращения приводного вала.

Возможная частота вращения вала двигателя.

Исходя из мощности, возможных значений частот вращения, используя табл. 24.9 II, выбираем электродвигатель АИР80В4/1395

Определение действительного передаточного числа привода.

Разбивка передаточного отношения по передачам.

- передаточное отношение ременной передачи

- максимальное передаточное отношение коробки

- передаточное отношение цилиндрической передачи

2. Определение частот вращения, мощностей и моментов на валах привода

- электродвигателя

- выходного вала привода

- входной вал коробки передач

- выходной вал коробки передач

Мощность на входном валу коробки передач:

момент:

Мощность на выходном валу коробки передач:

момент:

Мощность на тихоходном валу цилиндрической, косозубой передачи:

момент:

Мощность на выходном валу привода:

3. Расчет одноступенчатой, косозубой передачи при помощи ЭВМ

Данные для расчёта

Вращающий момент на тихоходном валу:

Частота вращения тихоходного вала:

Ресурс работы:

Передаточное отношение:

Степень точности: 8

Коэффициент запаса по изгибной прочности 2,2

Минимальное допустимое число зубьев шестерни 15

Режим нагружения 0

Коэффициент ширины венца 0

Угол наклона зубьев 0

Твёрдость поверхности зубьев Шестерни, HRC 0

Колеса,HRC 0

4. Расчет клиноременной передачи при помощи ЭВМ

Данные для расчёта

Мощность на ведущем валу 1,5кВт

Межосевое расстояние 300…320 мм

Передаточное отношение 2,3

Максимально допустимое число ремней 4

Частота вращения ведущего вала 1395 об/мин

Тип машины или механизма II

Тип двигателя АИР80В4/1395

Число смен работы в сутки 1

Коэффициент кинематических условий 1

5. Расчёт параметров зубчатых колёс коробки передач

привод конвейер электродвигатель вал передача

По рассчитанному при помощи ЭВМ межосевому расстоянию одноступенчатой косозубой передачи проведём расчёт ступеней коробки передач. Расчёт проведём по [2]

Для всех ступеней коробки передач примем ,

I ступень

- передаточное отношение первой ступени

;

- суммарное число зубьев.

примем

- делительный диаметр шестерни

- делительный диаметр колеса

- диаметр вершин шестерни

- диаметр вершин колеса

- диаметр впадин шестерни

- диаметр впадин колеса

Ширина шестерни и колеса в КП одинакова. - коэффициент ширины венца

принимаем = 0,15

- ширина шестерни и колеса.

II ступень

- передаточное отношение второй ступени

где - знаменатель ряда

примем

- делительный диаметр шестерни

- делительный диаметр колеса

- диаметр вершин шестерни

- диаметр вершин колеса

- диаметр впадин шестерни

- диаметр впадин колеса

- ширина шестерни и колеса.

III ступень

- передаточное отношение третьей ступени

примем

примем

- делительный диаметр шестерни

- делительный диаметр колеса

- диаметр вершин шестерни

- диаметр вершин колеса

- диаметр впадин шестерни

- диаметр впадин колеса

6. Проектный расчёт валов

Входной вал коробки передач

[1, c. 45]

где - момент на входном валу коробки передач

примем

примем

примем

Выходной вал коробки передач

,

где - максимальный момент на выходном валу коробки передач при максимальном передаточном отношении.

примем

примем

примем

Тихоходный вал косозубой передачи

, где примем

примем

примем

7. Расчёт соединений

Шлицевые соединения

Входной вал коробки передач

Шлицы эвольвентные: 35х22x1,5 по ГОСТ 6033-80

Материал вала: Сталь 45

Термообработка: улучшение (269-302 HB)

Поверхностная закалка ТВЧ h 1,5…2,0 45…50HRCэ

1. на смятие:

где,

по табл 6.1 [5]

На смятие шлицы работоспособны

2. на износ:

где,

- коэффициент использования мощности

- общий коэффициент неравномерности распределения нагрузки

- смещение действующих сил относительно середины ступицы колеса

- длина ступицы колеса

- делительный диаметр

- основной диаметр

Т.к. ,

3,16МПа < 38МПа

Шлицы работоспособны на износ.

Выходной вал коробки передач

Шлицы: 38х18х2 по ГОСТ 6033-80

Материал вала: Сталь 20X

Термообработка: улучшение (300-400HB)

1. на смятие:

где,

На смятие шлицы работоспособны

2. на износ:

где,

Шлицевое соединение на износ работоспособно.

Тихоходный вал косозубой передачи

Шлицы эвольвентные: 58х28х2 по ГОСТ 6033-80

Материал вала: Сталь 45Х

Термообработка: улучшение (230-280 HB)

1) на смятие:

где,

На смятие шлицы работоспособны

2) на износ:

где,

Т.к.



11,8 МПа < 31 МПа

Шлицы работоспособны на износ.

Шпоночные соединения

На входном валу

Для данного диаметра ширина и высота шпонки 23360-78:

Шпонка стальная, табл. 11.1 [3]

Выбираем шпонку: «Шпонка 8х7х20 ГОСТ 23360-78»

На выходном валу

Для данного диаметра ширина и высота шпонки:



Шпонка стальная,

Выбираем шпонку: «Шпонка 12х8х48 ГОСТ 23360-78»

Соединение приводного вала и тяговых звёздочек

Для данного диаметра ширина и высота шпонки:

Шпонка стальная,

8. Проверочный расчёт зубчатых колёс коробки передач.

Расчёт зубчатых колёс КП проведём для наиболее нагруженной, первой ступени, распространив результаты расчета на менее нагруженные ступени.

Время работы КП на каждой из ступеней одинаково, поэтому требуемый ресурс работы КП делим на 3 ступени.

Данные для расчёта

Материал блока зубчатых колёс: сталь 40Х

Термообработка: улучшение (HB=269…302)

Материал колёс КП: сталь 45

Термообработка: улучшение (HB=235…262)

Вращающий момент на шестерне: 22,43 Н·м

Требуемый ресурс передачи: 5000 часов

Частота вращения шестерни: 606,5 мин-1

Передаточное число: 2,96

Межосевое расстояние: 140 мм

Ширина венца колёс и шестерни 21 мм

Расчёт на контактную выносливость.

Расчёт проводится по:

Определение контактных напряжений:

где , ,

- коэффициент нагрузки

- коэффициент динамической нагрузки выбираем из таблицы, учитывая скорость

Вариант обработки - Б, степень точности 8-я

=1,09

- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, определяют по номограммам, с учетом

, 0,15 - коэффициент ширины зуба.

=1,04

- коэффициенты, учитывающие распределение нагрузки в связи с погрешностями изготовления.

Определение допускаемых контактных напряжений:

1) Предел контактной выносливости:

2) Коэффициент запаса прочности:

- минимальный коэффициент запаса.

- коэффициент запаса.

- коэффициент запаса, учитывающий упрощения расчёта.

3) Коэффициент долговечности:

- число циклов, соответствующих перелому кривой усталости.

- эквивалентное число циклов.

-требуемый ресурс - коэффициент эквивалентности по циклам.

4) Допускаемые контактные напряжения шестерни и колеса:



5) Допускаемые контактные напряжения

Передача работоспособна, т.к. , 213МПа < 336,4 МПа

Расчёт на выносливость при изгибе.

Определение допускаемых напряжений:

1) Предел выносливости

2) Коэффициент запаса прочности

- минимальный коэффициент запаса.

- коэффициент запаса.

- коэффициент запаса, учитывающий упрощения расчёта.

3) Коэффициент долговечности

, где - эквивалентное число циклов.

- коэффициент эквивалентности по циклам.

4) Допускаемые напряжения изгиба

5) Определение коэффициента нагрузки

Определение изгибных напряжений :

1) Определение коэффициента

Коэффициент, учитывающий форму зуба

Коэффициент, учитывающий наклон зуба



Коэффициент, учитывающий наклон зуба

2) Изгибные напряжения

Передача работоспособна, т.к. , 162МПа < 267 МПа

, 156МПа < 232 МПа

9. Подбор подшипников качения

Входной вал коробки передач

Внешние силы:

- окружная сила

- радиальная сила

- радиальная сила, действующая со стороны шкива ременной передачи.

Плечи сил:

Реакции, действующие на подшипники:

на ось Z

тогда

на ось Z

,

Тогда

на ось y

тогда

на ось y

тогда



Суммарные реакции в опорах:

Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности .

Опора А является наиболее нагруженной при

на любой из трёх скоростей, поэтому расчёт ПК проведём по опоре А.

, - осевые силы отсутствуют

Предварительно назначаем шариковые радиальные подшипники лёгкой серии 206

ГОСТ 8338-75 Схема установки - враспор.

Для принятых ПК ,табл. 24.10 [1]

Т.к. осевая сила отсутствует, принимаем ,

Эквивалентная динамическая нагрузка: [1, c. 117]

Принимаем,по табл. 7.6 [1] тогда

Расчётный скорректированный ресурс подшипника при ,,

Расчётный ресурс подшипника более нагруженной опоры больше требуемого, поэтому, предварительно выбранный подшипник подходит, при этом вероятность безотказной работы подшипника превышает 90%

Тихоходный вал косозубой передачи

Внешние силы:

- осевая сила

- радиальная сила

- окружная сила

- консольная сила по (11.1)

Плечи сил:

Реакции, действующие на подшипники:

на ось Z

тогда

на ось Z

тогда

на ось y

Тогда

на ось y

тогда

Реакции от консольной силы:

Суммарные реакции в опорах:



Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности .

Выбор и расчёт ПК проведём для опоры А, т.к. диаметр вала опоры А меньше диаметра ступицы колеса опоры В и поэтому грузоподъёмность ПК в опоре А будет меньше.

Предварительно назначаем шариковый радиальный подшипник лёгкой серии 209

ГОСТ 8338-75

Схема установки - враспор.

Для принятых ПК по табл. 24.10 [1] ,

Соотношение

Тогда из таблицы 7.2 [1] определим

Принимаем окончательно

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Принимаем, тогда

Расчётный скорректированный ресурс подшипника при ,,

Расчётный ресурс подшипника более нагруженной опоры больше требуемого, поэтому, предварительно выбранный подшипник подходит, при этом вероятность безотказной работы подшипника превышает 90%

В опору B устанавливаем шариковый радиальный подшипник лёгкой серии 216.

Выходной вал коробки передач

Внешние силы:

- радиальные силы

- окружные силы

- осевая сила

Плечи сил:

Реакции, действующие на подшипники:

на ось Z

тогда

на ось Z

тогда

на ось Y

,

тогда

на ось Y

Тогда

Суммарные реакции в опорах:

Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности .

Опора B является наиболее нагруженной, поэтому выбор и расчёт ПК проведём для опоры В.

Предварительно назначаем радиально-упорные шариковые подшипники средней серии 46306 ГОСТ 831-75

Схема установки - враспор, т.к. отношение

Для принятых ПК ,

Минимально необходимые для нормальной работы радиально - упорных подшипников силы

тогда

Соотношение

Тогда из таблицы определим

Принимаем окончательно

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Принимаем, тогда

Расчётный скорректированный ресурс подшипника при ,,

Расчётный ресурс подшипника более нагруженной опоры больше требуемого, поэтому, предварительно выбранный подшипник подходит

Подбор подшипников качения для приводного вала

- Окружная сила на звёздочках

Плечи сил:

Нагрузка от окружных сил на звёздочках

Суммарный момент относительно опоры А равен нулю:

тогда

Суммарный момент относительно опоры B равен нулю:

тогда

Нагрузка от консольной силы

- по (11.1)

Суммарный момент относительно опоры B равен нулю:

Тогда



Суммарный момент относительно опоры А равен нулю:

тогда

Найдём реакции в опорах

Для типового режима нагружения 0 коэффициент эквивалентности .

Опора А является наиболее поэтому расчёт ПК проведём по опоре А.

, - осевые силы отсутствуют

Предварительно назначаем шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники лёгкой серии 1209 ГОСТ 2893-82

Для принятых ПК ,

Т.к. осевая сила отсутствует, принимаем ,

Эквивалентная динамическая нагрузка:

Принимаем, тогда

Расчётный скорректированный ресурс подшипника при ,,

Расчётный ресурс подшипника более нагруженной опоры больше требуемого, поэтому, предварительно выбранный подшипник подходит, при этом вероятность безотказной работы подшипника превышает 90%

10. Расчёт валов на статическую прочность

Силы внешние силы, нагружающие валы, а так же реакции в опорах были найдены в разделе подбор и расчёт ПК. Используя найденные значения, построим эпюры моментов.

Входной вал коробки передач



Эпюра моментов

Значение в точке C:

Значение в точке A:

Эпюра моментов

Значение в точке C:

В точках A и B

Эпюра крутящих моментов

В точках A и C , в точке B

Суммарные изгибающие моменты в опасных сечениях I,II

Далее рассмотрим сечение I т.к. оно наиболее опасное

Диаметр вала в сечении I меньше диаметра в сечении 2.

Вычисление геометрических характеристик вала

- максимальный изгибающий момент

- коэффициент перегрузки

- максимальный крутящий момент

Материал вала - сталь 45, из таблицы 10.2 [1] находим

Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении

Частные коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести, [1, c.186]

Следовательно, статическая прочность вала обеспечивается

Тихоходный вал косозубой передачи.

Эпюра моментов

Значение в точке C:

Значение в точке B:

Эпюра моментов

Значение слева от точки C:

Значение справа от точки C:

Значение в точках A и B равно нулю:

Эпюра моментов

Значение в точке C:

В точках A и B

Эпюра крутящих моментов

В точках B и C , в точке A

Рассмотрим наиболее опасное сечение I (правее точки C)

Суммарный изгибающий момент

Вычисление геометрических характеристик вала

По табл. 10.4 [1] для эвольвентных шлицев d=55мм z=2 имеем:



Материал вала - сталь 45X, из таблицы 10.2 [1] находим

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) и напряжения кручения

Частные коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Следовательно, статическая прочность вала обеспечивается.

Выходной вал коробки передач.

Эпюра моментов

Значение справа от точки D:



Значение слева от точки D:

Значение в точке C:

Значение в точках A и B равно нулю:

Эпюра моментов

Значение в точке C:

Значение в точке D:

В точках A и B

Эпюра крутящих моментов

В точках C и D , в точках A и B

Рассмотрим наиболее опасное сечение I

Суммарный изгибающий момент

Вычисление геометрических характеристик вала-шестерни

По табл. 10.4 [1] для d=40мм z=15 m=2,5 имеем:

Материал вала - сталь 45X, из таблицы 10.2 [1] находим

Напряжения изгиба с растяжением (сжатием) и напряжения кручения

Частные коэффициенты запаса прочности



Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Следовательно, статическая прочность вала обеспечивается

Расчёт выходного вала коробки передач на усталостную прочность.

Расчёт на усталостную прочность проведём для сечения I. Концентратором напряжений в данном сечении является нарезанная на валу шестерня, ввиду отсутствия расчётных коэффициентов для шестерни, используем расчётные коэффициенты для эвольвентных шлицев.

Определим амплитуды напряжений и среднее напряжение цикла

По табл. 10.7, 10.12, 10.9 [1] определим

, эффективные коэффициенты концентрации напряжений

- коэффициенты влияния абсолютных размеров

-коэффициенты влияния качества поверхности

- коэффициент поверхностного упрочнения

Тогда коэффициенты снижения предела выносливости

Пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении

Коэффициенты запаса

- коэффициент влияния асимметрии цикла

Общий коэффициент запаса

Сопротивление усталости вала обеспечено, т.к.

Расчёт приводного вала на статическую прочность.

В качестве материала вала выберем сталь 45, из таблицы находим

Имеем 2 опасных сечения

- коэффициент перегрузки

Сечение 2 более опасно

Максимальные значения моментов в опасном сечении

Диаметр вала в опасном сечении

Моменты сопротивления



Нормальные и касательные напряжения в рассматриваемом сечении

Частные коэффициенты запаса прочности

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести

Следовательно, статическая прочность вала обеспечивается

11. Расчёт звёздочки конвейера

По заданной окружной силе на звёздочках выбираем цепь конвейера М20, тип 2,

исполнение I ГОСТ 592-81. [4, c.347]

- шаг цепи

- число зубьев звёздочки

- ширина пластины цепи

- расстояние между внутренними плоскостями пластины

- диаметр проточки

- ширина зуба цепи

- фаска

- диаметр втулки

- радиус впадины

-диаметр окружности впадин

- делительный диаметр



- диаметр окружности выступов

12. Расчёт комбинированной муфты

Расчёт и конструирование упругой муфты

В качестве упругой муфты выбираем муфту со стальными стержнями постоянной жесткости. Расчёт проведём по [4,c. 345]

Консольная сила, действующая на вал, со стороны муфты:

[1,109] табл. 7.1 [1]

Момент на муфте

Коэффициент режима работы

Номинальный длительно действующий момент

Расчётный момент

Диаметр стержней:

- допускаемое напряжение изгиба материала стержня

- для муфт постоянной жесткости

- угол относительного поворота полумуфт

- модуль упругости стали

Примем

Число стержней:

Расчёт и конструирование предохранительной муфты:

Число штифтов

Диаметр срезного штифта

Расчётный момент

Примем

13. Выбор смазочных материалов

Для смазывания закрытых передач применяют картерную смазочную систему - то есть масло заливается таким образом, чтобы венцы зубчатых колес были погружены в него. Колеса при вращении увлекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, оттуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность деталей расположенных внутри корпуса.

Максимальная окружная скорость

При данном значении окружной скорости, применение картерной системы смазки наиболее целесообразно.

Максимальные контактные напряжения:

Из таблицы 11.1 кинематическая вязкость масла равна 60 мм2/с. Такая кинематическая вязкость характерна для масла И-Г-А-68 ГОСТ 20799-88.

Масло, разбрызгиваемое во время работы, требует обеспечение герметизации корпуса, это обуславливает применение герметиков, поэтому в качестве герметика используем пасту "Герметик прокладка" УТ-34 ГОСТ 24285-80 в количестве 0.1 кг

В полости подшипников приводного вала помещаем пластичное масло Униол 2,

ГОСТ23510-79 в количестве 0,1 кг

Для смазывания косозубой передачи в конструкцию коробки передач добавим паразитное колесо, которое опущено в слой масла. В результате вращения паразитного колеса будет смазываться косозубая передача.

Список использованной литературы

1. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для студ. техн. спец. Вузов /П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов. - 8е изд., перераб. и доп.- М.: Издательский центр «Академия»

2. Буланже А.В., Палочкина Н.В., Фадеев В.З. Проектный расчёт на прочность цилиндрических и конических зубчатых передач: Метод. указания по курсу «Детали машин» - М.: Изд-во МГТУ им Н.Э. Баумана

3. Леликов. О.П Основы расчёта и проектирования деталей и узлов машин. Конспект лекций по курсу «Детали машин». - М.: Машиностроение

4. Детали машин: Атлас конструкций: Учеб. пособие для студентов машиностроительных специальностей вузов. В 2-х ч. Ч. 1,2/Б.А. Байков, В.Н. Богачев, А.В. Буланже и др.; Под общ. ред. Д-ра техн. наук проф. Д.Н. Решетова. -5-е изд., перераб и доп. М.: Машиностроение

5. Детали машин: Учеб. Для вузов / Л.А. Андриенко, Б.А. Байков, И.К. Ганулич и др.; Под ред. О.А. Ряховского.- М.: Изд-во МГТУ им Н.Э. Баумана

6. Ряховский О.А., Иванов С.С. Справочник по муфтам.- Л.: Политехника.

7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3 т. Т. 1. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Жестковой.- М.: Машиностроение

Размещено на Allbest.ru