регистрация / вход

Проект привода к ленточному конвейеру

Содержание Лист Введение 1. Кинематическая схема привода 2. Выбор электродвигателя по каталогу 3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений

Содержание

Лист

Введение

5

1. Кинематическая схема привода

6

2. Выбор электродвигателя по каталогу

7

3. Выбор материалов. Определение допускаемых напряжений

3.1 Допускаемые контактные напряжения

3.2 Допускаемые напряжения при изгибе

8

8

9

4. Расчет зубчатой передачи

10

4.1 Определение межосевого расстояния

4.2 Определение геометрических параметров

4.3 Определение геометрических размеров зацепления

4.4 Силы, действующие в зацеплении

4.5 Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

10

10

11

11

11

5. Проектный расчет валов

13

6. Выбор подшипников

14

7. Расчет ременной передачи

15

8. Проверочный расчет валов

17

8.1 Быстроходный (ведущий) вал

8.2 Расчет ведущего вала на выносливость

8.3 Тихоходный (ведомый) вал

17

18

21

9. Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный (ведущий) вал

9.2 Тихоходный (ведомый) вал

23

23

23

10. Выбор системы смазки

Приложение 1

Приложение 2

25

27

29


Введение

Курсовое проектирование имеет очень большое значение в развитии навыков самостоятельной творческой работы студентов, тат как прививает им навыки научно-исследовательской работы, рационализации, изобретательства, пользования справочной литературой, ГОСТами, нормами, таблицами и номограммами, а также навыки расчетов и составления расчетно-пояснительных записок к проектам.

Курсовой проект по Прикладной механике является важной самостоятельной инженерной работой студента, охватывающей вопросы расчета на прочность, жесткость, износостойкость, долговечность и другие виды работоспособности деталей машин и базирующейся на всех видах уже изученных студентами дисциплинах, подготавливает студентов к выполнению курсовых проектов по специальным дисциплинам, а также к выполнению дипломного проекта.


1. Кинематическая схема привода


Спроектировать привод к ленточному конвейеру.

Мощность на ведомом валу редуктора Р3 = 4,5 кВт и угловая скорость вращения этого вала ω = 2,8π.


2.Выбор электродвигателя по каталогу

Требуемая мощность электродвигателя [1,с.89]

(2.1)

где η – общий КПД редуктора [1,с.89].

(2.2)

где η1 = 0,97 – К.П.Д. ременной передачи;

η2 = 0,99 – К.П.Д. пары подшипников;

η3 = 0,96 – К.П.Д. редуктора;

Ртр =4,5/0,913=4,93 кВт.

Из табл. [1,с.93] выбираем электродвигатель (по требуемой мощности) типа А02-52-8 имеющий мощность Р1 =5,5 кВт при частоте вращения n=730 об/мин и угловой скорости ω=76 рад/с .Угловая скорость ведущего вала привода

(2.3)

Число оборотов ведущего вала привода

(2.4)

Общее передаточное число [1,с.90]

В соответствии с ГОСТ 2185-86, U=8,69 [1,c.97]. При этом передаточное число ременной передачи U1 =2,4, редуктора U2 =3,62 [1,с.97]

Частота вращения ведущего вала редуктора

(2.5)

Угловая скорость каждого из валов

(2.6)

Мощность каждого из валов

(2.7)

Вращающие моменты, Н/м

(2.8)

3.Выбор материалов. Определение

допускаемых напряжений

Так как мощность привода небольшая в качестве материалов шестерен и колес целесообразно назначить материалы с твердостью НВ<350. При этом каждая зубчатая передача будет прирабатываться, а стоимость редуктора будет невысокой.

Шестерни: Сталь 40Х, термообработка – улучшение; твердость 270 НВ; временное сопротивление σв =950МПа; предел текучести σТ =700МПА [2,c.56].

Для лучшей приработки зубьев рекомендуется назначать для материалов колеса твердость на (20…50)НВ ниже, чем для шестерен [1,с.55].

Колеса: Сталь 40Х; улучшение; 250НВ; σв =850МПа; σТ =550МПА [2,c.96].

3.1Допускаемые контактные напряжения

Для расчета на контактную прочность [3,с.143], МПа

[σ]Н =(σН0 / S Н ) KHL , (3.1)

где σН0 предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;

S Н – коэффициент безопасности;

KHL – коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.

Для нормализованных и улучшенных материалов

σН0 =2НВ+70МПа; (3.2)

σН0 =2·250+70=570МПа.

S Н =1,1[3,с.147].

Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы

NH 1 =60 Lh n 1 (3.3)

Lh =8ч/сут · 300дней в году · 5 лет=12000ч срок службы

NH 1 =60·970 об/мин·12000 ч = 7·108

NH 1 =60·242,5 об/мин·12000 ч = 1,75·108

В расчете на контактную прочность NHG =10. При НВ<350 и NH 1 > NHG , назначаем KHL =1,0 [3,с.148].

[σ] определяем по материалу колес, как менее прочному [3,с.145]

[ σ Н ]=(570/1,1)·1,0=518 МПа.

Назначаем [σ] =[σН ]=518 МПа.

3.2Допускаемые напряжения при изгибе

Для расчета на изгиб [3,с.145], МПа

[ σF ]=( σF 0 / SF ) KFC KFL , (3.4)

где σF 0 – предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;

SF – коэффициент безопасности;

KFC – коэффициент, учитывающий характер напряжений, считая передачи реверсивными (симметричный цикл напряжений), получаем KFC =1 [3,с.151];

KFL – коэффициент долговечности;

При НВ<350 и NF 1 >NFG , принимаем KFL =1,0 [3,с.151].

Для нормализованных и улучшенных материалов SF =1,75;

Для колеса, МПа

σF 0 =1,8НВ=18·250=450; (3.5)

[ σF ] =(450/1,75)·1,0·1,0=257 МПа.

Для шестерни, МПа

σF 0 = 1,8·270=486 МПа;

[ σF ] =(486/1,75)·1,0·1,0=277 МПа.

4. Расчет зубчатой передачи

4.1Определение межосевого расстояния

Межосевое расстояние из условия контактной прочности [1,c.187]

(4.1)

где K – коэффициент расчетной нагрузки;

Ψва – коэффициент ширины зубчатого колеса по межосевому расстоянию;

T 2 – вращающий момент на колесе.

(4.2)

где T1 – вращающий момент на шестерне;

η3 –К.П.Д. редуктора.

В проектном расчете предварительно принимаем K =1,04, Ψa =0,43 [1,с.187].

Назначаем а w = 160 мм

4.2Определение геометрических параметров

Модуль зацепления [2,с.38], мм

m =(0,01÷0,02)aw ; (4.3)

m = (0,01÷0,02)·160=1,6÷3,2.

Назначаем по ГОСТ 2185-86 m =1,6.

Числа зубьев [2,c.38],угол наклона зубьев β =0°

(4.4)

(4.5)

Определяем делительные диаметры

(4.6)

Ширина колеса

(4.7)

Ширина шестерни

(4.8)

4.3Определение геометрических размеров зацепления

Геометрические размеры зацепления [1,с.174], мм

Диаметры окружностей выступов

dai =di +2m ; (4.9)

da1 =69+2·1,6=72 мм;

da 2 =250+2·1,6=253 мм.

Диаметры окружностей впадин

dri = di - 2,5 m ; (4.10)

dr 1 =69-2,5·1,6=65 мм;

dr 2 =250-2,5·1,6=246 мм.

4.4Силы, действующие в зацеплении

по[3,c.113]

Окружная:

Ft =2 T 2 / d 1 =2·165600/69=4994 Н. (4.11)

Радиальная:

Fr = Ft · tgα / cosβ = 4994·0,364/1=1818 Н. (4.12)

Осевая:

Fa = Ft · tgβ =4994·tg 0°=0 Н. (4.13)

4.5Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

по [3,с.157]

(4.14)

где YF – коэффициент формы зуба;

KF – коэффициент нагрузки, принимаем равным 1,1;

Yβ – коэффициент наклона зубьев,при β=0 принимаем равным 1.

Значение коэффициента формы зуба по таблице1.5[3,c.158]

YF 1 =3,7 – для шестерни;

YF 2 =3,6 – для колеса; (4.15)

75>71.

Проверку проводим по зубьям колеса как по менее прочному

Прочность зубьев колеса по напряжениям изгиба обеспечена.

5.Проектный расчет валов

В редукторах общего назначения обычно применяются валы из сероуглеродистой стали 45, улучшение, с твердостью 200 НВ[3,c.121].

Предварительные значения диаметров различных участков стальных валов редуктора определяют по формулам [1,c.42].

для быстроходного вала

(5.1)

(5.2)

для тихоходного вала

(5.3)

Диаметры остальных участков вала назначают по конструктивным соображениям с учетом удобства посадки на вал шестерен, зубчатых колес, подшипников и т.д. [2,c.158].Все диаметры назначают в соответствии с ГОСТ 6636-89 [1,с.289].

6.Выбор подшипников


Для опор валов цилиндрической прямозубой передачи редуктора предварительно намечаем радиальные шариковые подшипники, легко серии по посадочному диаметру dП .

Таблица 1

Обозначение

d

D

B

C

C0

209

45

85

19

33,2

18,6

210

50

90

20

35,1

19,8

7.расчет ременной передачи

По номограмме [4,c.330] в зависимости от частоты вращения меньшего шкива n1 =730об/мин и передаваемой мощности P=5,5кВт принимаем сечение клинового ремня Б.

Вращающий момент

(7.1)

Диаметр меньшего шкива

(7.2)

Диаметр большого шкива

(7.3)

согласно таблице 7.8[4,c.133] принимаем d2 =315мм.

Уточняем передаточное число

(7.4)

при этом угловая скорость вала будет

(7.5)

Межосевое расстояние

(7.6)

где T0 – высота сечения ремня по таблице 7.7[4,c.132] ,

(7.7)

Принимаем предварительно близкое значение ар =450мм.

Расчетная длина ремня

ближайшее значение по стандарту таблица 7.7[4,c.132] L=1600м.

Уточнение межосевого расстояния с учетом стандартной длинны ремня

(7.8)

где W=0,5π(d1 +d2 )=0,5 π(125+297)=663мм,

y=(d2 -d1 )2 =(297-125)2 =29584мм2 ,

Угол обхвата меньшего шкива

(7.9)

Число ремней в передаче

(7.10)

где Кд – коэффициент динамичности и режима работы;

Р0 – мощность передаваемая одним ремнем;

К=Кα ·Кl ·Кz =0,92·0,95·0,95=0,8303 – корректирующий коэффициент,

принимаем три ремня.

Предварительное натяжение одного ремня

(7.11)

где Ki – коэффициент передаточного отношения, изменяется от 1,12 до 1,14;

Fv – дополнительное натяжение ремня от действия центробежных сил;

Кα – коэффициент угла обхвата, таблица 3.7[4,c.23];

Кl – коэффициент, учитывающий влияния длины ремня на его ресурс, таблица 3.8[4,c.23].

(7.11)

где ρ – плотность ремня, для клиновых ремней равна 11000…1250 кг/м3 ;

А – площадь поперечного сечения ремня(для сечения Б А= 138 мм2 ).

Радиальная сила, действующая навал

где (7.12)

8.Проверочный расчет валов

8.1 Быстроходный (ведущий) вал

8.1.1 Определяем реакции в подшипниках

Дано: Ft =4994H, Fr =1818H, Fa =0H, L =118мм, L 1 =59мм, d 1 =63мм,

L м =66,5мм, Fм =1411Н.

Вертикальная плоскость:

∑M3 =0;

(8.1)

∑M1 =0;

(8.2)

8.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно Х:

Мx1 =0; Mx2 =RAy ·L1 =114·59·10-3 =6,7H·м; Mx4 =0;

Mx 3 =-Fм ·Lм =-1411·66,5·10-3 =-93,8Н·м;

Mx 2 =-Fм (Lм +L1 )+RBy ·L1 =-1411· (66,5+59)-1297·59=-254Н·м.

Горизонтальная плоскость:

RAx =RBx =Ft /2=4994/2=2497H. (8.3)

8.1.3 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

My2 =0; My3 =-RAx ·L1 =-2497·59·10-3 =-147Н·м; My4 =0.

8.1.4 Строим эпюру крутящих моментов:

Mк =Ft ·d1 /2=4994·63/2=157Н·м. (8.4)

8.1.5 Определяем суммарные реакции:

(8.5)

(8.6)

8.2 Расчет ведущего вала на выносливость

В этом расчете для опасных сечений вала вычисляем общий коэффициент запаса выносливости [1,c.288]

(8.7)

где [n]=1,5÷5[1,c.288]-рекомендуемая величина коэффициента выносливости;

nσ -коэффициент запаса выносливости с учетом только нормальных напряжений (изгиб) [1,c.288];

nτ -коэффициент запаса выносливости с учетом только касательных напряжений (кручение) [1,c.288];

(8.8)

В этих формулах σ-1 и τ-1 предел выносливости материала вала при
симметричном цикле напряжений изгиба и кручения соответственно, МПа

σ -1 = 0,43σ в ; (8.9)

τ -1 =(0,5÷0,58) σ -1 ; [1,c.288] (8.10)

σa τa и σm τm – амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений;

Kσ ;Kτ – эффективный коэффициент концентрации напряжений изгиба и кручения в опасном сечении [1,c.290];

εστ - масштабный коэффициент [1,c.290];

ψστ – коэффициент ассиметрии цикла [1,c.292].

Можно считать, что нормальные напряжения в поперечных сечениях вала изменяются по симметричному циклу. Тогда

σm =0, а σa =σ­U =M/W·2 [1,c.290],

где

(8.11)

Напряжения кручения изменяются по пульсирующему (отнулевому) циклу, поэтому [1,c.289]

(8.12)

где

(8.13)

Суммарный

(8.14)

Изгиб:

σ-1 = 0,43·570=245,1 МПа,

Kσ = 1,75; εσ = 0,89; ψσ = 0,2;


Кручение:

τ-1 =0,5·245,1=122,6 МПа,

Kτ = 1,75; ετ = 0,78; ψτ = 0;

Следовательно, выносливость обеспечена.

8.3 Тихоходный (ведомый) вал

8.3.1 Определяем реакции в подшипниках

Дано: Ft =4994H, Fr =1818H, Fa =0H, L =120мм, L 1 =60мм, d 2 =126мм,

L в =69,5мм, F в =2359Н.

Вертикальная плоскость:

∑M4 =0;

(8.15)

∑M2 =0;

(8.16)

8.3.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Х:

Мx 1 =0; Mx 2 =Fв ·Lв =2359·69,5·10-3 =164H·м; Mx 4 =0;

Mx 3 =Fв · (Lв +L1 )-RCy ·L1 =2359· (69,5+60) ·10-3 -2816·60·10-3 =137Н·м;

Mx 3 =RД y ­ ·L1 =2275·60·10-3 =137Н·м.

Горизонтальная плоскость:

∑M4 =0;

(8.17)

∑M2 =0;

(8.18)

8.3.3 Строим эпюру эпюру изгибающих моментов относительно Y:

Мy1 =0; My2 =-Fв ·Lв =-2359·69,5·10-3 =-164H·м; My4 =0;

My3 =-Fв · (Lв +L1 )+RCx ·L1 =-2359· (69,5+60) ·10-3 +6221·60·10-3 =68Н·м.

8.3.4 Строим эпюру крутящих моментов:

Mк =Ft ·d2 /2=4994·126·10-3 /2=315Н·м. (8.19)

8.3.5Определяем суммарные реакции, Н:

(8.20)

(8.21)

9.Проверочный расчет подшипников

9.1 Быстроходный (ведущий) вал

Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 209.

Эквивалентная нагрузка

Рэ = V · Pr · KT · Кб =1·2450·1,05·1=2573H. (9.1)

где Pr =RA =2450H- радиальная нагрузка на подшипник;

Pa =Fa =0H- осевая нагрузка на подшипник;

V=1-коэффициент вращения [5, c.197];

Кб =1- коэффициент безопасности для ленточных конвейеров.

Номинальная долговечность подшипников в млн.об

L=(C/Pэ )р =(33200/2573)3 =2148 млн.об. (9.2)

где С-каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника;

р-степенной показатель, для шарикоподшипников принимается равным трем [5, c.196].

Номинальная долговечность подшипника, ч

(9.3)

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Следовательно, долговечность подшипника обеспечена.

9.2 Тихоходный (ведомый) вал

Намечаем радиальные шариковые подшипники легкой серии 210.

Эквивалентная нагрузка

Рэ = V · Pr · KT · Кб =1·4482·1,05·1=4706H. (9.4)

где Pr =RД =4482H- радиальная нагрузка на подшипник;

Pa =Fa =0H- осевая нагрузка на подшипник;

V=1-коэффициент вращения [5, c.197];

Кб =1- коэффициент безопасности для ленточных конвейеров.

Номинальная долговечность подшипников в млн.об

L=(C/Pэ )р =(35,1/4706)3 =415 млн.об. (9.5)

где С-каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника;

р-степенной показатель, для шарикоподшипников принимается равным трем [5, c.196].

Номинальная долговечность подшипника, ч

(9.6)

что больше установленных ГОСТ 16162-85.

Следовательно, долговечность подшипника обеспечена.


10.Выбор системы смазки

Для редуктора общего назначения применяют картерную систему смазки (окунанием). Этот способ применяется для зубчатых передач при окружных скоростях от 0,3 до 12,5 м/с.

Сорт масла и его кинематическая вязкость зависят от величины контактных напряжений в зацеплении и окружной скорости. Эти характеристики можно определить по рекомендациям [6, c.255].

Объем масла для редуктора

V=(0,4…0,8)Pтр =0,6·4,93=3л (10.1)

Скорость редуктора

υ=ω3 ·d2 /2000=8,8·250/2000=1,1м/с (10.2)

По υ=1,1 м/c и кинематической вязкости ν=34 [6,c.334],выбираем масло: И-Г-А-68 [6,c.317].


список литературы

1. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.-М.: Высшая школа., 1998.-443с.

2. Чернин И.М. Расчеты деталей машин: Справочное пособие.-М.: Высшая школа, 1978.-472.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. В 3-х т. Т.2-М.: Машиностроение, 2001.

4. Иванов М.Н. Детали машин.-М.: Высшая школа, 1984.-336 с.

5. Баласанян Р.А., Киркач Н.Ф. Расчет и проектирование деталей машин.-М.: Высшая школа, 1991-354 с.

6. Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин-М.: Высшая школа.,1991.-432 с.

ОТКРЫТЬ САМ ДОКУМЕНТ В НОВОМ ОКНЕ

ДОБАВИТЬ КОММЕНТАРИЙ [можно без регистрации]

Ваше имя:

Комментарий