Привод ленточного конвейера

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования и науки Российской Федерации

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

Высшего образования

«Пермский национальный исследовательский политехнический университет»

Механико-технологический факультет

Кафедра «Материалы, технологии и конструирование машин»

Курсовая работа

по дисциплине детали машин «Детали машин»

Тема: Привод ленточного конвейера

Выполнил ст. гр. МТН-17-1б

Ратчиева Софья Алексеевна

Проверил: д.т.н., профессор кафедры МТ и КМ Матыгуллина Е.В.

____________ ________________ (оценка) (подпись)

____________ (дата)

Пермь 2019

Содержание

Техническое задание

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

1.2 Определение частот вращения и вращающих моментов на валах

2. Расчёт ременной передачи

3. Расчёт зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колёс. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба

3.2 Проектный расчёт зубчатых передач

3.3 Проверочный расчёт зубчатых передач

4. Расчёт нагрузки валов редуктора

5. Разработка чертежа общего вида

5.1 Проектные расчёты валов

5.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

6. Проверочные расчёты

6.1 Проверочный расчёт подшипников качения

6.2 Проверочный расчёт валов на усталостную прочность

6.3 Проверочный расчёт шпоночных соединений

7. Подбор муфт

Литература

Спецификация «Редуктор одноступенчатый цилиндрический»

Техническое задание

1. Кинематический и силовой расчёт привода

1.1 Подбор электродвигателя

1. Мощность рабочей машины = 2,7625 кВт

2. Общий коэффициент полезного действия привода

з=ззп•зрп•зм•=0,97•0,97•0,95•0,993=0,867

3. Требуемая мощность двигателя

Pдв=3,186 кВт.

Рном=3 кВт

4. Определяем частоту вращения приводного вала рабочей машины:

об/мин.

5. Общее передаточное число привода:

1) u=2850/54,14 = 52,64

2) u=1410/54,14 = 26,04

3) u=950/54,14 = 17,55

4) u=709/54,14 = 13,09

uзп=u/3

1) uред=54,64/3=17,55

2) uред=26,04/3=8,68

3) uред=17,55/3=5,85

4) uред=13,09/3=4,36

Выбираем двигатель 112МВ8/709

Синхронная частота 750 мин-1

1.2 Определение частот вращения валов привода

привод ленточный конвейер подшипник

1. Определяем частоту вращения валов:

n1=709 об/мин

n2=n1/uрп=709/3=236 об/мин

n3= n2/uред=236/4,36=54,13 об/мин

n4=n3=54,13 об/мин

2. Определяем угловые скорости:

щ1=74,21 рад/с

24,74 рад/с

5,67 рад/с

3. Определяем мощность на валах:

P1(эдв)=3 кВт

P2=P1•зрп =3•0,97=2,91 кВт

P3=P2•ззп•зпк2=2,91•0,97•0,992=2,77 кВт

Р4=Р3•зм•зпс=2,77•0,95•0,99=2,60 кВт

4. Определяем вращающие моменты на валах привода:

40,43 Н•м

= 117,74 Н•м

Т3 = = 488,26 Н•м

= 458,55 Н•м

Таблица 1 - Силовые и кинематические параметры привода

Тип двигателя 112МВ8/709; Рном=3кВт; nном=709 об/мин
Параметр	Передача	Параметр	Вал
	Закрытая (редуктор)		двигателя	редуктора б/х т/х	Приводной рабочей машины
Передаточное число u	4,36	Расчётная мощность Р, кВт	3	2,91	2,77	2,60
		Угловая скорость щ, рад/с	74,21	24,74	5,67	5,67
КПД з	0,867	Частота вращения n, об/мин	709	236	54,13	54,13
		Вращающий момент Т, Н•м	40,43	117,74	488,26	459,55

2. Расчёт ременной передачи

Исходные данные:

Мощность на ведущем шкиве, кВт . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .2.76

Частота вращения ведущего шкива, об/мин . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .709

Передаточное отношение передачи . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . .3.00

Режим нагружения передачи . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . постоянный

Тип передачи . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . клиноременная

Результаты расчета:

Диаметры шкивов, мм:

ведущего … … . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .125

ведомого. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .355

Фактическое передаточное отношение i . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .2,87

Межосевое расстояние a, мм . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .407

Угол между ветвями передачи, градус . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 33

Углы обхвата шкивов ремнем, градус:

ведущего . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . .147

ведомого . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 213

Ремень: клиновый нормального сечения

обозначение сечения ремня . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . B(Б)

длина ремня L, мм . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1600

Число ремней . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . .2

Скорость ремня, м/c . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .5

Сила предварительного натяжения ремня, Н . . . . . . . . . . . . . . . . . .1131

Силы в ветвях работающей передачи, H:

в ведущей ветви. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .1428

в ведомой ветви. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .833

Силы действующие на валы передачи, Н . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2175

Вращающий момент на ведущем валу, Н•м . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 37,2

Число пробегов ремня r,. . . . . .. . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3

Ресурс ремня, ч . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .9250

3. Расчёт зубчатой передачи

3.1 Выбор материала зубчатых колёс. Определение допускаемых контактных напряжений и напряжений изгиба.

Выбираем материал зубчатых колес. И для шестерни, и для колеса выбираем одну и ту же марку стали с одинаковой термообработкой, обеспечивающей твердость шестерни на 30 единиц НВ выше, чем для колеса.

Однако, важно, чтобы твердости обоих колес не превышали 350 НВ.

Выбираем для обоих колес конструкционную сталь 40Х

Твердость для шестерни: НВ1 = 269…302,

примем НВ1 = (269 + 302) /2 = 285,5

Твердость для колеса: НВ2 = 235…262,

примем НВ2 = (235 + 262) /2 = 248,5

Таблица 2 - Механические характеристики стали 40Х для изготовления зубчатого колеса и шестерни.

	Dпред, мм	Sпред,, ММ	ТО	Твердость заготовки	в	т	-1
Шестерня	125	80	У	269…302НВ	900	750	410
Колесо	200	125	У	235…262НВ	790	640	375

Определение допускаемых контактных напряжений

1. Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KHL1 и колеса KHL2 по формулам

и .

где N1 - наработка шестерни, N2 - наработка колеса.

N1>NHO1=25*106, значит KHL1=1

N2>NHO2=16,5*106, значит KHL2=1

где NHO - число циклов перемены напряжений, соответствующее пределу выносливости.

2. Определяем допускаемое контактное напряжение и , соответствующее пределу выносливости при числе циклов перемены напряжений NHO1 и NHO2:

Н/мм2

Н/мм2

Расчёт будем вести по колесу, как по более лёгкому материалу.

Определение допускаемых напряжений изгиба

а) Определяем коэффициент долговечности для зубьев шестерни KFL1 и колеса KFL2:

N1>NFO1=4•106, значит KFL1=1

N2>NFO2=4•106, значит KFL2=1

б) Определяем допускаемое напряжение изгиба и , соответствующее пределу изгибной выносливости при числе циклов перемены напряжений NFO1 и NFO2:

Н/мм2

Н/мм2

в) Определяем допускаемые напряжения изгиба для зубьев шестерни и колеса:

МПа

Таблица 3 - Механические характеристики материалов зубчатой передачи

Элемент передачи	Марка стали	Dпред, мм	ТО	НВ1ср	в	-1
		Sпред,, ММ		НВ2ср	Н/мм2
Шестерня	40Х	125	У	285,5	900	410	580,9	294,1
Колесо	40Х	125	У	248,5	375	375	514,3	255,9

3.2 Проектный расчёт зубчатых передач

1. Определим межосевое расстояние:

Делительный диаметр и ширина венца колеса:

260,354 мм

Ширина венца:

b2=шa•aw=0,32•160=51,2 мм

2. Модуль зацепления:

1,659

Принимаем: m=2,00 мм

3. Определим угол наклона зубьев колес(косозубая):

4. Определим суммарное число зубьев шестерни и колеса(косозубая):

= 158.443

Полученное значение округляем в меньшую сторону до ближайшего целого числа. Тогда =158.

5. Уточним действительную величину угла наклона зубьев(косозубая):

[

6. Определим число зубьев шестерни:

Принимаем: Z1=29.

7. Определяем число зубьев колеса:

8. Фактическое передаточное число:

Проверим отклонение:

1,908%? 4%

9. Определим фактическое межосевое расстояние:

мм

10. Определим фактические основные геометрические параметры передачи, [2, С.63]:

11. Делительный диаметр шестерни:

d1= m•z1/ Cosв=2•29/Cos 8,885=58,704 мм.

12. Делительный диаметр колеса:

d2= m•z2/ Cosв=2•129/Cos 8,885=261,296 мм

13. Диаметр окружности вершин зубьев шестерни:

da1= d1+ 2m = 58,704 +2•2=62,704 мм

14. Диаметр окружности вершин зубьев колеса:

da2= d2+ 2m =261,296 +2•2= 265,296 мм

15. Диаметр окружности впадин зубьев шестерни:

df1= d1- 2,4m=58,704-2,4•2=53,904 мм.

16. Диаметр окружности впадин зубьев колеса:

df2= d2- 2,4m=261,296-2,4•2=256,296 мм.

17. Ширина венца колеса известна:

b2 =50+3=53 мм.

18. Ширина шестерни:

b1=0,32*160 = 51,2 мм 50 мм

3.3 Проверочный расчёт зубчатых передач

1. Проверим межосевое расстояние:

2. Проверяем контактные напряжения:



a) F1=2T3•103/d2=2•488,265•/261,296=3737,256 Н

b) =1,11 - для косозубого колеса

[С.64]

Степень точности 9

c) =1

d) =1,01

e) =376

496,997<514,3 H

= = *100% = -3,364%

(недогрузка 3,364%, условие выполняется)

1 Проверим напряжения изгиба зубьев шестерниF1и колеса F2:

[С.65]

[С.65]

a) m=2 мм

b2=50 мм

Ft=3737,256 Н

b) KFб=1

c) KFв=1

d) KFv=1,04

e) YF1=3,8

YF2=3,60

f) Yв=1-в/140?=1-(8,885/140)=0,937

g) [у]F1=294,065 МПа

[у]F2=255,955 МПа

Условия прочности выполняются.

4. Расчёт нагрузки валов редуктора

Вид передачи	Силы в зацеплении	Значение силы, Н
		На шестерне	На колесе
Цилиндрическая косозубая	окружная
	радиальная	Н
	осевая
	муфта	= 2762,09 Н	= 125

5. Разработка чертежа общего вида редуктора

5.1 Проектные расчёты валов

Первая ступень:

Вторая ступень:

Третья ступень:

Четвертая ступень:

5.2 Выбор типа и схемы установки подшипников

Для быстроходного вала выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные № 308 по ГОСТ 8338-75. Направление воспринимаемых нагрузок - радиальное и осевое. Подшипники установлены по схеме враспор.

Для тихоходного вала выбираем подшипники шариковые радиальные однорядные № 313 по ГОСТ 8338-75. Направление воспринимаемых нагрузок - радиальное и осевое. Подшипники установлены по схеме враспор.

Обозначение	Размеры, мм	Грузоподъёмность, кН
	d	D	B	r	Cr	C0r
309	45	100	25	2.5	52,7	30,0
311	55	120	29	3,0	71,5	41,5

Определение реакций в опорах подшипников.

Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов (быстроходный вал).

1) = 3737,3 Н

2)

3) Н

4)

5) d1 = 0,059 м

6) lоп = 0,103 м

7) lб = 0,119 м

1. Вертикальная плоскость

а ) Определяем опорные реакции

,

;

,

Проверка :

,

.

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно x в характерных сечениях, Н•м

;

,

-2175*0,119 = -258,83 Н*м

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно y в характерных сечениях, Н•м

;

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н•м

= 3737.3*0.059/2 = 110.25 Н*м

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н

Н

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Нм

= -258,83 Н*м

Построение эпюр изгибающих моментов и крутящих моментов (тихоходный вал).

1) = 3737,3 Н

2)

3)

4) = 2762,09 Н

5) d2=0,261м

6) lт=0,123 м

7) lм=0,085 м

1. Вертикальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н

;

;

Проверка ;,

61,06+1300-1361,8

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно x в характерных сечениях, Н•м

,

,

,

2. Горизонтальная плоскость

а) Определяем опорные реакции, Н

,

;

б) Строим эпюру изгибающих моментов относительно y в характерных сечениях, Н•м

,

,

,

;

3. Строим эпюру крутящих моментов, Н•м

м

4. Определяем суммарные радиальные реакции, Н

5. Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженных сечениях, Н•м

На рисунке 2 представлена расчетная схема тихоходного вала цилиндрического одноступенчатого редуктора.

6. Проверочные расчёты

6.1 проверочный расчёт подшипников качения

Тихоходный вал

Выбираем для тихоходного вала подшипники шариковые радиальные однорядные № 311 по ГОСТ 8338-75 при =160 мм. Воспринимаемые нагрузки - радиальные и осевые.

Проверим пригодность подшипников № 311 тихоходного вала одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника n=709 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=584,24 Н. Реакция в подшипниках: R1=3777,92Н; R2=3089,06 Н. Характеристики подшипников: Сr=71,5 кН; СОr=41,5 кН; X=0,56; Y=2.30 V=1; Кб=1,2; Кт=1; а1=1; а23=0,75. Требуемая долговечность подшипника Lh=12000 часов. Подшипники установлены по схеме враспор.

1. Определяем коэффициент влияния осевого нагружения :

где i-число рядов тел качения;

Ra=Fa - осевая сила в зацеплении.

Принимаем коэффициент влияния осевого нагружения .

2. Определим осевые нагрузки подшипников Rа1, Rа2:

3. Вычислим отношения и .



4. По результатам сопоставления , выбираем эквивалентные динамические нагрузки и .

Первый подшипник более нагруженный.

5. Рассчитаем динамическую грузоподъемность Crp и долговечность L12h по эквивалентной нагрузке RE1:

Быстроходный вал

Выбираем для быстроходного вала подшипники шариковые радиальные однорядные № 309 по ГОСТ 8338-75 при =160 мм. Воспринимаемые нагрузки - радиальные и осевые.

Проверим пригодность подшипников № 309 быстроходного вала одноступенчатого косозубого редуктора, работающего с умеренными толчками. Частота вращения кольца подшипника n=709 об/мин. Осевая сила в зацеплении Fa=584,24 Н. Реакция в подшипниках: R1=2303,22 Н; R2=5228,6 Н. Характеристики подшипников: Сr=61,8 кН; СОr=36,0 кН;; X=0,56; Y=2,30; V=1; Кб=1,2; Кт=1; а1=1; а23=0,75. Требуемая долговечность подшипника Lh=12000 часов. Подшипники установлены по схеме враспор.

1. Определим коэффициент влияния осевого нагружения

где i-число рядов тел качения;

Ra=Fa - осевая сила в зацеплении.

Принимаем коэффициент влияния осевого нагружения .

2. Определим осевые нагрузки подшипников Rа1, Rа2.

3. Вычислим отношения и .

? ]

4. По результатам сопоставления , выбираем эквивалентные динамические нагрузки и :



Второй подшипник более нагруженный.

5. Рассчитаем динамическую грузоподъемность Crp и долговечность L12hпо эквивалентной нагрузке RE2

6.2 Проверочный расчёт валов на усталостную прочность

Тихоходный вал

у-1=375 МПа;

ф-1=230 МПа;

ув=900.

1 Определяем напряжения в опасных сечениях тихоходного вала, Н/мм2:

Нормальные напряжения:

мм3

Н/мм2

Касательные напряжения:

мм3

Н/мм2

2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала

3. Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала

4. Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

Быстроходный вал

у-1=375 МПа;

ф-1=230 МПа;

ув=900.

1. Определяем напряжения в опасных сечениях быстроходного вала, Н/мм2:

Нормальные напряжения

мм3

Н/мм2

Касательные напряжения

мм3

Н/мм2

2. Определим коэффициент концентрации нормальных и касательных напряжений для расчетного сечения вала



3. Определим пределы выносливости в расчетном сечении вала

Н/мм2

Н/мм2

4.Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям

5,90

5. Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении

6.3 Проверочный расчёт шпоночных соединений

1. Шпонка колеса тихоходного вала:

Где ;

d3т=65 мм;

.

где h=12;

b=20;

l=58;

t1=7,5 мм

Условие прочности выполняется.

Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78.

2. Шпонка муфты тихоходного вала

d1т=50 мм;

.

где h=10;

b=16;

l=49;

t1=6 мм.



Условие прочности выполняется.

Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78

3. Шпонка для соединения шкива и быстроходного вала

где ;

d1б=40 мм;

.

где h=8;

b=12;

l=35;

t1=5 мм.

Условие прочности выполняется.

Принимаем шпонку ГОСТ 23360-78

7. Подбор муфт

Определение расчетного момента и выбор муфты:

Для соединения выходных концов тихоходного вала редуктора и приводного вала рабочей машины примем муфту цепную однорядную ПР-38,1-12700 (ГОСТ 20742-81) , где момент Т=1000 Н•м, а угловая скорость щ=84 с-1, число зубьев = 12.

Эта муфта обладает достаточной податливостью, позволяющей компенсировать значительную несоосность валов.

Литература

1. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учебное пособие. Изд-е 2-е, перераб. и дополн. - Калининград: Янтар. Сказ, 1999. - 454 с.: ил., черт. - Б.ц.



Размещено на Allbest.ru