Курсовая работа
«Привод ленточного конвейера для перемещения штучных грузов»
Харьков 2004
Введение
Ленточный конвейер служит для транспортировки штучных грузов. Он мал по габаритам. Поэтому нашёл большое применение в эксплуатации.
Курсовой проект по дисциплине конструкция машин и механизмов – первая самостоятельная расчетно-конструкторская работа, в ходе выполнения которой студент приобретает навыки практического приложения теоретических знаний, полученных при изучении фундаментальных и общетехнических дисциплин.
Реализация этого имеет место при выполнении курсового проекта, который основан на проектировании многоступенчатых редукторов с обеспечением по минимуму условий равнопрочности деталей с минимальным суммарным межосевым расстоянием, разбивке общего передаточного отношения редуктора между отдельными его ступенями.
Основные задачи проектирования при этом следующие:
¾ расширить знания, полученные при изучении теоретического курса.
¾ приобщить студентов к элементам научно-исследовательской работы путем более глубокой проработки отдельных вопросов.
¾ усвоить общие принципы и конструирование типовых деталей и узлов с учетом конкретных эксплуатационных и технологических требований и экономических соображений.
В данном проекте произведён расчёт и проектирование двухступенчатого цилиндрического редуктора. Расчёт состоит в определении основных элементов зубчатых передач по ступеням: расчёт на контактную и изгибную прочность зубчатых колёс, позволяющее определить модули колёс.
Одной из основных частей (разделов) проекта является предварительный расчёт валов на прочность и определение их размеров под подшипники, а также расчёт на усталостную прочность по коэффициенту запаса S.
Проведён расчёт и выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности C.
Проведён проверочный расчёт болтовых соединений крепления узлов привода и рамы.
Принятые обозначения
F
– тяговое усилие конвейера (Н)
V
– скорость тяги конвейера (м/с);
-КПД редуктора;
Dб
– диаметр барабана (мм);
nб
– скорость вращение барабана (об/мин);
– передаточное отношение редуктора;
– начальный диаметр шестерни (мм);
– предел выносливости материала зубьев (МПа);
SFM
– коэффициент безопасности для зубьев;
– предел контактной выносливости;
– коэффициент ширины зубчатого винца;
– число зубьев шестерни (колеса);
– модуль зацепления (мм);
– межосевое расстояние (мм);
– ширина зубьев шестерни (колеса) (мм);
WFT
– расчетная удельная нагрузка (Н);
T– крутящий момент на валу (Н*м);
– диаметр вала (мм);
– время работы передачи (ч);
- передаточное отношение зубчатой передачи;
KHL
, KFL
– коэффициенты долговечности;
KH
, KHV
– коэффициенты неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий;
KFC
– коэффициент, учитывающий приложение 2-х-сторонней нагрузки;
YR
– коэффициент, учитывающий шероховатость переходной поверхности зуба;
YS
– коэффициент, учитывающий чувствительность материала к концентрации напряжений;
NF
– число циклов перемены напряжений при изгибе; NH
– число циклов перемены напряжений при расчете на контактную выносливость.
Спроектировать привод ленточного конвейера в цехе сборки узлов ЛА.
Исходные данные для расчета:
1. Тяговое усилие лебедки F = 5000H;
2. Скорость ленты V = 0,6 м/с;
3. Время работы передачи
= 15000 ч;
4. Диаметр барабана D = 0,4 м
5. Смазка зубчатого зацепления – окунанием.
6. Режим работы постоянный.
Рис. 1. Схема привода
1 - электродвигатель;
2 - муфта упругая втулочно-пальцевая (МУВП);
3 - редуктор;
4 - зубчатая муфта;
5 - барабан конвейера.
2.1 Выбор двигателя
Потребная мощность двигателя:
кВт,
где
– КПД привода.
,
где
= 0,98 – КПД муфты;
= 0,99 – КПД пары подшипников;
= 0,97 – КПД цилиндрической зубчатой передачи;
= 0,98 – КПД ленты (трение ленты о барабан).
=0,98
= 0,85.
= 4 кВт.
Таблица 1
| Мощность, кВт
|
Тип
|
Частота вращения, мин-1
|
|
|
КПД, %
|
, мм
|
| 4
|
4А100
L
4УЗ
|
1435
|
2,0
|
2,4
|
88
|
28
|
2.2 Определение числа оборотов барабана
Диаметр барабана
= 300 мм.
Число оборотов барабана определим по следующей зависимости:
= 28,6 (об/мин)
2.3 Определение общего передаточного отношения редуктора
Общее передаточное число привода
=
24,5.
Согласно рекомендациям передаточное число тихоходной ступени
Тогда, передаточное число быстроходной ступени
2.4 Определение крутящих моментов на валах
На ведомом:
;
На промежуточном:
;
На ведущем:
Материал для шестерни и колеса назначаем:
| Элемент передачи |
Марка стали |
ув,МПА
|
ут,МПА
|
Твёрдость поверхности не менее |
Базовые числа циклов |
| Шестерня |
45 |
900–1000 |
750 |
(45–50) HRC |
NHO1
=6∙107
NFO1
=4∙106
|
| Колесо |
45 |
900–1000 |
750 |
(40–45) HRC |
NHO1
=4∙107
NFO1
=4∙106
|
3.1 Проектировочный расчёт
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
U12
=5,5
Принимаем z1
=24; z2
=z1
∙U12
=24∙5.5=132
Принимаем угол наклона зуба в=8˚6 34Ѕ(одно из стандартных значений), cosв = 0.99.
2. Определение числа зубьев эквивалентных колёс:
3. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс:
;
;
;
;
.
4. Определение допускаемых напряжений:
а) контактные:
, так как
;
;
;
б) изгибные:
так как
;
в) предельные:
;
5. Расчётная нагрузка:
− для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что Vокр.
=3–8 м/с.
6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:
;
;
;
7. Модуль зацепления:
а) окружной:
;
б) нормальный:
Принимаем
= 1,5 мм.
8. Межосевое расстояние:
;
3.2 Проверочный расчёт
1. Проверочный расчет на контактную выносливость.
;
Определение коэффициентов ZH
, ZM
, ZE
:
цилиндрический редуктор подшипник зубчатый
.
Так как cosв=0.9915 и бtw
=20˚, то
;
Епр
=2,15∙105
МПа, нtw
=0,3;
;
Уточнение окружной скорости:
;
;
;
Уточнение коэффициента расчётной нагрузки:
;
, где д = 0,004; q0
= 56;
;
;
;
;
Проверка передачи на контактную выносливость:
;
Недогрузка составляет 20%.
С целью получения более рациональной передачи уменьшаем ширину зубчатого венца, благодаря чему действительные контактные напряжения приблизятся к допускаемым.
Принимаем bw1
=15 мм, тогда
;
;
;
;
Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо.
2. Проверка передачи на изгибную выносливость:
для
для
;
;
Так как 79,55<84, проверяем на прочность зуб шестерни
где
;
;
3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:
;
.
4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
;
;
;
;
;
;
;
;
.
Материал для шестерни и колеса назначаем
| Элемент передачи |
Марка стали |
ув,МПА
|
ут,МПА
|
Твёрдость поверхности не менее |
Базовые числа циклов |
| Шестерня |
45 |
900–1000 |
750 |
(45–50) HRC |
NHO1
=6∙107
NFO1
=4∙106
|
| Колесо |
45 |
900–1000 |
750 |
(40–45) HRC |
NHO1
=4∙107
NFO1
=4∙106
|
4.1 Проектировочный расчёт
1. Определение числа зубьев шестерни и колеса:
U34
=4,5
Принимаем z1
=20; z2
=z1
∙U34
=20∙4.5=90.
2. Определение числа циклов перемены напряжений шестерни и колёс:
;
;
;
;
.
4. Определение допускаемых напряжений:
а) контактные:
, так как
;
;
;
б) изгибные:
так как
;
в) предельные:
;
4. Определение коэффициента расчётной нагрузка:
− для 8-й степени точности, принятой мной в предположении, что Vокр.
=3–8 м/с.
6. Начальный (делительный) диаметр шестерни:
;
7. Модуль зацепления:
;
Принимаем
= 4 мм., тогда
8. Межосевое расстояние:
.
4.2 Проверочный расчёт
1. Проверка передачи на контактную выносливость.
;
Определение коэффициентов ZH
, ZM
, ZE
:
.
Так как в=0˚
и бtw
=20˚, то
;
Епр
=2,15∙105
МПа, нtw
=0,3;
;
Уточнение окружной скорости:
;
Уточнение коэффициента расчётной нагрузки:
;
, где д = 0,004; q0
= 56;
;
;
;
;
Определяем удельную расчётную окружную силу:
;
Недогрузка составляет 2,8%, что допустимо.
Недогрузка составляет 2.8%, что допустимо.
2. Проверка зубьев передачи на изгибную выносливость:
для
для
;
;
Так как 80,15<87,5, проверяем на прочность зуб шестерни
где
;
;
3. Проверка на контактную изгибную прочность при действии максимальной нагрузки:
;
.
4. Определение геометрических и других размеров шестерни и колеса:
;
;
;
;
;
;
;
.
5. Расчет валов
5.1 Проектировочный расчёт
Основными условиями, которым должна отвечать конструкция вала, являются достаточная прочность, жесткость, обеспечивающая нормальную работу зацеплений и подшипников, а также технологичность конструкции и экономия материала.
1. Быстроходный вал:
,
где физ
=35 Мпа;
;
Принимаем значение d1
=25 мм.
2. Промежуточный вал:
;
Принимаем значение d2
=34 мм.
3. Тихоходный вал:
;
Принимаем значение d3
=55 мм.
5.2 Проверочный расчёт валов
Быстроходный вал.
Рис. 5.1. Схема нагружения быстроходного вала
Окружная сила, действующая в зацеплении:
Радиальная сила, действующая в зацеплении:
Эквивалентная нагрузка:
,
где Dm
– диаметр муфты.
Найдём реакции связей.
;
.
.
Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
;
;
;
;
;
;
.
Эпюры моментов изображены на рис. 5.2.
Рис. 5.2. Эпюры моментов
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
,
где
– коэффициент запаса для нормальных напряжений;
– коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь
= 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
,
– для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
=
53 МПа.
,
где
= 2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,78.
Коэффициент запаса
= 1,24.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь
= 150 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,1 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
=
6,9 МПа.
,
где
= 2,4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
=
3,8.
Коэффициент запаса
=
9,55
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
.
Расчёт на статическую прочность
,
где б0
=0
Рис. 5.3. Схема нагружения промежуточного вала
Окружная сила, действующая в зацеплении:
Радиальная сила, действующая в зацеплении:
Найдём реакции опор.
.
Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
;
;
;
;
;
;
.
Рис. 5.4. Эпюры моментов
Проверка вала на выносливость
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
,
где
– коэффициент запаса для нормальных напряжений;
– коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь
= 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
,
– для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
=
42,4 МПа.
,
где
= 2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
=
3,45.
Коэффициент запаса
= 1,7.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь
= 150 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,1 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
=
4,34 МПа.
,
где
= 2,4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,8.
Коэффициент запаса
=
9,09.
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
.
Расчёт на статическую прочность.
,
где б0
=0
Ведомый вал.
Схема нагружения ведомого вала представлена на рис. 5.5.
Рис. 5.5. Схема нагружения промежуточного вала
Произведём расчёт сил действующих на вал:
Найдём реакции опор действующие на рассматриваемый вал.
Найдём моменты действующие на вал и построим эпюру моментов.
;
;
;
Рис. 5.6 Эпюры моментов.
Проверка вала на выносливость
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
,
где
– коэффициент запаса для нормальных напряжений;
– коэффициент запаса для касательных напряжений.
.
Здесь
= 250 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений изгиба;
,
– для изменения напряжений изгиба по симметричному знакопеременному циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали.
=
9,65 МПа.
,
где
= 2,5 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,8 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,45.
Коэффициент запаса
=
7,57.
Коэффициент запаса для касательных напряжений
.
Здесь
= 150 МПа – предел выносливости гладкого образца при симметричном цикле напряжений кручения;
– для нереверсивной передачи при изменении напряжений кручения по пульсирующему отнулевому циклу;
– эффективный коэффициент концентрации напряжений для детали;
= 0,1 – коэффициент чувствительности материала к асимметрии цикла напряжений при кручении.
=
24,8 МПа.
,
где
= 2,4 – эффективный коэффициент концентрации напряжений для полированного образца;
= 1,25 – коэффициент состояния поверхности;
= 0,7 – коэффициент влияния абсолютных размеров детали.
= 3,8.
Коэффициент запаса
=
1,59.
Коэффициент запаса при одновременном действии нормальных и касательных напряжений
.
Расчёт на статическую прочность.
,
где б0
=0
.
6.
Подбор и расчет шпоночного соединения
Для крепления колеса первой ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 20х12х20 ГОСТ 8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88.
Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента
:
,
где
– рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани;
= 34 мм – диаметр вала.
У шпонок исполнения А (со скругленными концами)
.
В редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными
МПа.
Действующее напряжение смятия:
=
0,06 МПа.
.
Для крепления колеса второй ступени и гибкого вала применена призматическая шпонка 16х10х45 ГОСТ 8789–68. Материал шпонки – сталь 45 ГОСТ 1050–88. Наиболее опасной деформацией для шпонок и пазов является смятие от крутящего момента
:
,
где
– рабочая длина шпонки, равная прямолинейной рабочей части боковой грани;
= 65 мм – диаметр вала.
У шпонок исполнения А (со скругленными концами)
.
В редукторах при среднем режиме работы допускаемые напряжения смятия принимают равными
МПа.
Действующее напряжение смятия:
=
0,13 МПа.
.
7.
Выбор и проверочный расчёт подшипников
При частоте вращения
об/мин подшипники выбирают по динамической грузоподъемности. Выбор подшипников по динамической грузоподъемности состоит в проверке его расчетной долговечности при заданных условиях работы.
Номинальная долговечность подшипника в миллионах оборотов
,
где С – каталожная динамическая грузоподъемность данного типоразмера подшипника, Н;
Р – эквивалентная расчетная нагрузка на подшипнике, Н;
р = 3 – степенной показатель (для шарикоподшипников).
В качестве радиальной нагрузки на подшипник принимаем максимальную реакцию в опорах вала:
.
На ведущем валу принят подшипник 305 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность
= 17,6 кН.
Радиальная нагрузка
Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:
Здесь
; Ln
– расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин -1
; а1
– коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а23
– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.
Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
На промежуточном валу принят подшипник 307 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность
= 26,2 кН.
Радиальная нагрузка
Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:
Здесь
; Ln
– расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин -1
; а1
– коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а23
– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.
Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
Подшипник ведомого вала.
На ведомом валу принят подшипник 311 ГОСТ 8338–75. Каталожная динамическая грузоподъемность
= 56 кН.
Радиальная нагрузка
.
Динамическую грузоподъёмность определяют по формуле:
Здесь
; Ln
– расчётный ресурс, ч; n – частота вращения, мин -1
; а1
– коэффициент, вводимый при необходимости повышения надёжности; а23
– коэффициент, учитывающий качество материала подшипников.
Принятый подшипник отвечает условиям задания по динамической грузоподъёмности.
8.
Расчёт болтового соединения с учётом не раскрытия стыка
Рис. 8.1
;
;
;
;
L и B – длина и ширина основания.
,
,
отсюда
,
;
;
;
;
;
;
;
;
;
;
.
Условие выполняется.
9. Подборка смазки
Смазочные материалы в машинах и механизмах применяют с целью уменьшения интенсивности изнашивания, снижения сил трения, отвода от трущихся поверхностей теплоты и продуктов изнашивания, а также для предохранения деталей от коррозии.
Наиболее широкое распространение получили нефтяные жидкие масла.
Для смазывания зубчатых передач со стальными колёсами значение вязкости определяется по формуле:
;
;
.
Выбираем масло И-100А по ГОСТ 20799–75.
10. Компановка
Крутящий момент Т1
через муфту (13) передаётся на входной вал редуктора (1). С выходного вала момент передаётся на барабан ленточного конвейера (2) через зубчатую муфту (14). Двигатель крепиться к плите (3) болтом М12х2.58ГОСТ 7808–70 (4). Редуктор крепиться к плите 4-мя болтами М16х2.58ГОСТ 7808–70 (6).
Заключение
В процессе выполнения курсового проекта был спроектирован привод конвейера для перемещения грузов. Были выбраны материалы колеса и шестерни, произведены расчеты цилиндрической и планетарной передач на контактную выносливость, контактную прочность, выносливость при изгибе; выполнена проверка планетарной передачи на условия соседства, сборки и уравнение соосности. Вал первой ступени рассчитан на сложное сопротивление и выносливость, вал второй ступени – на кручение и выносливость. Выполнена проверка подшипников двух валов и барабана (водила) по динамической грузоподъемности, тепловой расчет передачи, подобраны фундаментные болты редуктора и проверены болты крепления двигателя к раме.
Список литературы
1. Киркач Н.Ф., Баласанян Р.А. «Расчет и проектирование деталей машин» – Харьков: Основа, 1991 г.
2. Васильев В.З., Кохтев А.А., Цацкин В.С., Шапошников К.А. «Справочные таблицы по деталям машин» – М.: Машиностроение, 1966 г.
3. «Расчет и проектирование зубчатых передач» – Харьков: ХАИ 1978 г.
4. Анурьев В.И. «Справочник конструктора – машиностроителя»: в 3-х томах – М.: Машиностроение, 1980 г.
|