Реферат: Проект привода к ленточному конвейеру

Содержание

Лист

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;

Р_тр =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 σ_в =950МПа; предел текучести σ_Т =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; σ_в =850МПа; σ_Т =550МПА [2,c.96].

3.1Допускаемые контактные напряжения

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

[σ]_Н =(σ_Н0 / S _Н ) K_{HL ,} (3.1)

где σ_Н0 – предел контактной выносливости при пульсирующем цикле напряжений;

S _Н – коэффициент безопасности;

K_HL – коэффициент долговечности в расчете на контактную прочность.

Для нормализованных и улучшенных материалов

σ_Н0 =2НВ+70МПа; (3.2)

σ_Н0 =2·250+70=570МПа.

S _Н =1,1[3,с.147].

Число циклов нагрузки зубьев шестерни в течение срока службы

N_{H 1} =60 L_h n ₁ (3.3)

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

N_{H 1} =60·970 об/мин·12000 ч = 7·10⁸

N_{H 1} =60·242,5 об/мин·12000 ч = 1,75·10⁸

В расчете на контактную прочность N_HG =10. При НВ<350 и N_{H 1} > N_HG , назначаем K_HL =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] =[σ_Н ]=518 МПа.

3.2Допускаемые напряжения при изгибе

Для расчета на изгиб [3,с.145], МПа

[ σ_F ]=( σ_{F 0} / S_F ) K_FC K_FL , (3.4)

где σ_{F 0} – предел выносливости материала при нулевом цикле напряжений при изгибе;

S_F – коэффициент безопасности;

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

K_FL – коэффициент долговечности;

При НВ<350 и N_{F 1} >N_FG , принимаем K_FL =1,0 [3,с.151].

Для нормализованных и улучшенных материалов S_F =1,75;

Для колеса, МПа

σ_{F 0} =1,8НВ=18·250=450; (3.5)

[ σ_F ] =(450/1,75)·1,0·1,0=257 МПа.

Для шестерни, МПа

σ_{F 0} = 1,8·270=486 МПа;

[ σ_F ] =(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_Hβ – коэффициент расчетной нагрузки;

Ψ_ва – 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_Hβ =1,04, Ψ_a =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)a_w ; (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

d_ai =d_i +2m ; (4.9)

d_a1 =69+2·1,6=72 мм;

d_{a 2} =250+2·1,6=253 мм.

Диаметры окружностей впадин

d_ri = d_i - 2,5 m ; (4.10)

d_{r 1} =69-2,5·1,6=65 мм;

d_{r 2} =250-2,5·1,6=246 мм.

4.4Силы, действующие в зацеплении

по[3,c.113]

Окружная:

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

Радиальная:

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

Осевая:

F_a = F_t · tgβ =4994·tg 0°=0 Н. (4.13)

4.5Проверка прочности зубьев по напряжениям изгиба

по [3,с.157]

(4.14)

где Y_F – коэффициент формы зуба;

K_F – коэффициент нагрузки, принимаем равным 1,1;

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

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

Y_{F 1} =3,7 – для шестерни;

Y_{F 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 d_П .

Таблица 1

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 а_р =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 К_д – коэффициент динамичности и режима работы;

Р₀ – мощность передаваемая одним ремнем;

К=К_α ·К_l ·К_z =0,92·0,95·0,95=0,8303 – корректирующий коэффициент,

принимаем три ремня.

Предварительное натяжение одного ремня

(7.11)

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

F_v – дополнительное натяжение ремня от действия центробежных сил;

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

К_l – 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: F_t =4994H, F_r =1818H, F_a =0H, L =118мм, L ₁ =59мм, d ₁ =63мм,

L _м =66,5мм, F_м =1411Н.

Вертикальная плоскость:

∑M₃ =0;

(8.1)

∑M₁ =0;

(8.2)

8.1.2 Строим эпюру изгибающих моментов относительно Х:

М_x1 =0; M_x2 =R_Ay ·L₁ =114·59·10^-3 =6,7H·м; M_x4 =0;

M_{x 3} =-F_м ·L_м =-1411·66,5·10^-3 =-93,8Н·м;

M_{x 2} =-F_м (L_м +L₁ )+R_By ·L₁ =-1411· (66,5+59)-1297·59=-254Н·м.

Горизонтальная плоскость:

R_Ax =R_Bx =F_t /2=4994/2=2497H. (8.3)

8.1.3 Строим эпюру изгибающих моментов относительно оси Y:

M_y2 =0; M_y3 =-R_Ax ·L₁ =-2497·59·10^-3 =-147Н·м; M_y4 =0.

8.1.4 Строим эпюру крутящих моментов:

M_к =F_t ·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;

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

n_τ -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)

σ_a τ_a и σ_m τ_m – амплитуда и среднее напряжение циклов нормальных и касательных напряжений;

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

ε_σ ;ε_τ - масштабный коэффициент [1,c.290];

ψ_σ ;ψ_τ – коэффициент ассиметрии цикла [1,c.292].

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

σ_m =0, а σ_a =σ­_U =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,

K_σ = 1,75; ε_σ = 0,89; ψ_σ = 0,2;

Кручение:

τ_-1 =0,5·245,1=122,6 МПа,

K_τ = 1,75; ε_τ = 0,78; ψ_τ = 0;

Следовательно, выносливость обеспечена.

8.3 Тихоходный (ведомый) вал

8.3.1 Определяем реакции в подшипниках

Дано: F_t =4994H, F_r =1818H, F_a =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:

М_{x 1} =0; M_{x 2} =F_в ·L_в =2359·69,5·10^-3 =164H·м; M_{x 4} =0;

M_{x 3} =F_в · (L_в +L₁ )-R_Cy ·L₁ =2359· (69,5+60) ·10^-3 -2816·60·10^-3 =137Н·м;

M_{x 3} =R_{Д 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:

М_y1 =0; M_y2 =-F_в ·L_в =-2359·69,5·10^-3 =-164H·м; M_y4 =0;

M_y3 =-F_в · (L_в +L₁ )+R_Cx ·L₁ =-2359· (69,5+60) ·10^-3 +6221·60·10^-3 =68Н·м.

8.3.4 Строим эпюру крутящих моментов:

M_к =F_t ·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

Р_э = V · P_r · K_T · К_б =1·2450·1,05·1=2573H. (9.1)

где P_r =R_A =2450H- радиальная нагрузка на подшипник;

P_a =F_a =0H- осевая нагрузка на подшипник;

V=1-коэффициент вращения [5, c.197];

К_б =1- коэффициент безопасности для ленточных конвейеров.

Номинальная долговечность подшипников в млн.об

L=(C/P_э )^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

Р_э = V · P_r · K_T · К_б =1·4482·1,05·1=4706H. (9.4)

где P_r =R_Д =4482H- радиальная нагрузка на подшипник;

P_a =F_a =0H- осевая нагрузка на подшипник;

V=1-коэффициент вращения [5, c.197];

К_б =1- коэффициент безопасности для ленточных конвейеров.

Номинальная долговечность подшипников в млн.об

L=(C/P_э )^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)P_тр =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.