|
|
|
 |
Проектирование привода ленточного конвейера |
|
 |
БОЛЬШАЯ ЛЕНИНГРАДСКАЯ БИБЛИОТЕКА - РЕФЕРАТЫ - Проектирование привода ленточного конвейера
Проектирование привода ленточного конвейера
Курсовое проектирование по дисциплине “Детали машин” Тема: “Проектирование привода ленточного конвейера” Введение Основная цель курсового проекта по деталям машин - приобретение студентом навыков проектирования. Работая над проектом, студент выполняет расчёты, учится рациональному выбору материалов и форм деталей, стремится обеспечить их высокую экономичность, надёжность и долговечность. Приобретённый студентом опыт является основой для выполнения им курсовых проектов по специальным дисциплинам и для дипломного проектирования, а так же всей дальнейшей конструкторской работы. Проектируемый привод ленточного конвейера состоит из электродвигателя марки 4A100L8У3 (Pд=3,0 кВт;Nд=710 мин), редуктора коническо-цилиндрического двухступенчатого, барабана. Передача крутящего момента от электродвигателя на редуктор осуществляется с помощью муфты МУВП (радиальное смещение 0,3 мм, угловое 0,8). Крутящий момент от редуктора на приводной вал передаётся с помощью жёстко-компенсирующей муфта (ГОСТ 5006-55). 1. Энергетический и кинематический расчет приводаМощность, потребляемую конвейером, по ф. стр.5 [1]:Pp=FtV=3,10,8=2,48 кВт,где Ft - тяговое усилие на барабане, кН;V - окружная скоростьМощность, потребляемая электродвигателем:Pэп=Рр/=2,48/0,879=2,821 кВт,где - общий К.П.Д. привода:=124324=0,980,99540,920,995=0,879где пк, м, кп, цп - КПД соответственно подшипников качения, муфты, конической и цилиндрической зубчатой передач.Определяем частоту вращения приводного вала:nр=60000V/(D)=600000,8/(3,14225)=67,9 мин-1.Определяем желаемую частоту вращения электродвигателя по ф. стр. 6 [1]:nэж=nрU0=67,9*10=679 мин-1,где U0 - общее ориентировочное передаточное число привода, табл. 5.6 [4], U0=UбпоUтпо=2,54=10,где Uбпо, Uтпо - ориентировочные передаточные числа соответственно быстроходной и тихоходной передач из табл. 2 [1].Исходя из вычисленных значений Рэп и nэж по ГОСТ 28330-89 выбираем электродвигатель 4А100L8У3 с синхронной частотой вращения nэдс=710 мин-1 и мощностью Рэд=3,0 кВт.Определяем передаточное число привода:U0=nэда/np=710/67,9=10,45.Разбиваем U0 на передаточные числа:Uтп=U0/Uбп=10,45/2,5=4где Uбп=2.5 - передаточное число быстроходной передачи;Определяем частоты вращения валов стр. 11 [1]:n1=710 мин-1,n2=n1/Uбп=710/2.5=284 мин-1,n3=n2/Uтп=284/4=71 мин-1,Определяем мощности, передаваемые валами по ф. стр. 11 [1]:Р1=Рэпм =2,80.995=2.786 кВт;Р2= Рэп к.ппкм=2.783*0.995*0,995*0,95=2.633 кВт;Р3=Р2к.п=2.633*0.98=2.58 кВт;Определяем угловые скорости валов привода по ф. cтр. 11[1]: 1=n1/30=3,14710/30=74.35 с-1; 2=n2/30=3,14284/30=29.74 с-1; 3=n3/30=3,1471/30=7.43 с-1. Определяем крутящие моменты на валах привода по: Т1=Р1/1=2786/74.35=37.47 Нм; Т2=Р2/2=2633/29.74=88.53 Нм; Т3=Р3/3=2580/7.43=347.24 Нм; |
1 | 2 | 3 | Т1 | Т2 | Т3 | | 74.35 с-1 | 29.74 с-1 | 7.43 с-1 | 37.47 Нм | 88.53 Нм | 347.24 Нм | | |
2. Выбор материала и определение допускаемых напряжений для зубчатых передачЖелая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, выбираем для изготовления шестерен и колёс сравнительно недорогую легированную сталь 40Х. По таблице 8.8 [2] назначаем термообработку: для шестерен - азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, ,;для колеса - улучшение 230…260 HB,.Определяем допускаемые контактные напряженияДля колёс обеих ступеней по табл. 8.9 (с. 168, [2]): мПадля шестерни обеих ступеней Коэффициент безопасностиЧисло циклов напряжений для колеса второй ступени, по формуле (8.65,[2]), при с=1:=60*1*71*10416=4,4*Здесь n-частота вращения выходного вала, =5*365*0,29*24*0,82=10416 ч-срок службы передачи.По графику (рис.8.40[2]), для 245HB =1.5*, для 50…59 HRC =.По таблице (8.10[2]), =0,25. По формуле (8.64[2]), для колеса второй ступени:=*=0,25*4,4*=1,7*.Сравнивая и , отмечаем, что для колёс второй ступени >. Так как все другие колёса вращаются быстрей, то аналогичным расчётом получим и для них >. При этом для всех колёс передачи =1.Допускаемые контактные напряжения определяем по формуле (8.55[2]), Для колёс обеих ступеней =550/1.1=509 МПаДля шестерней =1050/1.2=875 МПа.Допускаемое контактное напряжение для обеих ступеней у которых H1>350 HB, а H2<350 HB, по формуле (8.56[2]),=(875+509)/2=692 МПа, но не более чем 1.25=1.25*509=636МПа. Принимаем =636 МПа.Допускаемые напряжения изгибаПо таблице 8.9[2] для колёс обеих ступеней =1.8HB=1.8*240=432МПа; для шестерней =12*HRC + 300=12*28+300=636 МПа.Определяем по формуле (8.67[2]),где - предел выносливости зубьевSF - коэффициент безопасностиKFL - коэффициент долговечностиKFC - коэффициент учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки.KFС=1 т.к. нагрузка односторонняя. число циклов (рекомендуется для всех сталей)=0,14*1,77*=2.4*=0.14т.к. , то KFL=1По таблице 8.9[2] SF =1.75.Допускаемые напряжения изгиба:для шестерни =636/1.75=363 МПа;для колеса =247 МПа. 3. Расчет тихоходной зубчатой передачи3.1 Проектный расчет передачиМежосевое расстояние передачи, ф. (8.13 [2])=0.85(4+1) =125ba =0.4- коэффициент ширины относительно межосевого расстояния, табл. 8.4 [2].bd=0.5*ba (U+1)=0.5*0.4(4+1)=1- коэффициент ширины шестерниKH=1.08 - коэффициент концентрации нагрузки в зависимости от bd (рис.8.15, с.130 [2])Определяем ширину колеса:ммОпределяем модуль:,где m=30 - коэффициент модуля, в зависимости от жёсткости (табл. 8.4, с136, [2])По таблице 8.1 назначаем =1.5ммВыбираем число зубьев в рекомендуемых пределах:=9oОпределяем суммарное число зубьев:Находим число зубьев:Уточняем значения делительных диаметров:=мм=ммОпределяем диаметры вершин: мм ммОпределяем ширину шестерни: мм 3.2 Проверочный расчёт тихоходной ступени на усталость по контактным напряжениям (8.29,с.149,[2]):,где KH=KHVKH - коэффициент нагрузкиKH=1.03KHV - коэффициент динамической нагрузки м/cНазначаем девятую степень точности. Принимаем KHV=1,06 (табл.8.3,с.131, [2]).-коэффициент повышения прочности косозубых передач по контактным напряжениям (8.28,с.149,[2]):,где KH=1.03 - в зависимости от v и 9-ой степени точности (табл.8.7, с.149, [2])По формуле (8.25[2]):= -коэффициент торцового перекрытия. МПа мПаОпределяем недогрузку:3.3 Проверочный расчёт тихоходной ступени по напряжениям изгиба,где YFS - коэффициент формы зубаZF - коэффициент повышения прочности зубаKF - коэффициент неравномерности нагрузкиДля определения YFS определим и : По графику (рис.8.20, с.140, [2]) в зависимости от и находим и : =3.8, =3.75 МПаМПаТак как 65.8<95.5, то принимаем YF=3.75Определяем YF (8.34,с.150,[1]):,где по таблице 8.7[2] KF=1.35Найдём KF:,где KF=1.3 (рис.8.15, с.130, [2])KFV=1.04 (табл.8.3, с.131, [2]) Находим окружное усилие: НОпределяем напряжение: мПа мПаУсловие прочности выполняется.3.4 Расчет геометрических параметров тихоходной передачиРанее были определены мм, мм, b=50 мм.Определяем диаметры вершин: мм ммДиаметр впадин зубьев: мм мм 4. Расчет быстроходной передачиВнешний делительный диаметр большего конического колеса определяем по формуле (9.40[3]):Примем число зубьев шестерни =24Число зубьев колеса: *U=24*2,5=60Внешний окружной модуль: ммПо таблице 9.1[3] принимаем =2,25 ммУточняем значения и : ммПо таблице 9.4[3] принимаем =140 мм Конусное расстояние:ммШирина зубчатого венца: ммПо таблице 9.5[3] принимаем b=21 ммВнешний делительный диаметр шестерни:ммУглы при вершине начальных конусов:ctg;ctg2,5=; =68,198`; =90-=90-68,198=21,802`Средний делительный диаметр шестерни:=2(72,7-0,5*21)*0,371=46,2 ммСредний окружной модуль:4.1 Расчет геометрических параметров быстроходной передачиРанее были определены мм, мм, b=21 мм.Диаметры вершин зубьев:ммммДиаметр впадин зубьев:мммм 5. Расчет валов5.1 Проектный расчет валовПроизведём расчёт быстроходного вала:Определим выходной конец вала:,где T1=34.47Нм ммСогласуем вычисленное значение с величиной диаметра вала электродвигателя: ммПринимаем: d=25 мм, диаметр вала под подшипники мм.Рассчитаем промежуточный вал:Диаметр ступени для установки на неё колеса:,где Tпр=88.53 НмммПринимаем dк=34 мм. Диаметр буртика для упора колеса dбк=40 мм. Диаметр участков для установки подшипников dп=30 мм.Расчёт тихоходного вала.Назначаем материал: Сталь 45.Термообработка: улучшение.Из таблицы 8.8 стр. 162 находим: МПа МПаОпределяем диаметр выходного конца вала:мм, где МПаВыбираем диаметры вала:d=40 мм - диаметр в месте посадки муфтыdп=50 мм - диаметр в месте посадки подшипниковdк=55 мм - диаметр в месте посадки колеса5.2 Проверочный расчет тихоходного вала редуктораОпределяем длины вала:c=80 мм ,где lст=74 - ширина ступицы (округлена)x=10 ммw=60 мм - толщина крышкиПолучаем:l=74+2*10+60=154 ммСоставляем расчётную схему.Определяем силу в месте посадки муфты: НОпределяем силы в зацеплении: Н Н НСтроим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Сначала определим реакции опор (составим сумму моментов относительно опоры А): Н Для определения реакции в опоре A составим сумму сил на вертикальную ось: Н Строим эпюру изгибающих моментов в вертикальной плоскости. Рассмотрим горизонтальную плоскость. Запишем сумму моментов относительно опоры А: Н Запишем сумму сил на вертикальную ось: Н Строим эпюру изгибающих моментов в горизонтальной плоскости. Строим эпюру суммарных изгибающих моментов. Строим эпюру крутящих моментов. Опасным сечением будет, сечение I-I под шестерней. Проверим статическую прочность вала в этом сечении. Мпа Крутящий момент: T=347.2МПа Напряжение изгиба: МПа Напряжение кручения: МПа Определяем эквивалентное напряжение: МПа Условия прочности выполняются. Определим пределы выносливости: МПа МПа Определим запасы на сопротивление усталости по формулам (15.3, с.299, [2]): где и - амплитуды переменных составляющих и - амплитуда постоянных составляющих и - масштабные коэффициенты и - эффектные коэффициенты концентрации напряжений По графику 15.5, с. 301, [2], кривая 2 находим =0.72 По графику 15.6, с. 301, [2], кривая 1 находим =1 МПа По таблице 15.1, с. 300, [2] получаем =1,7 МПа и =1.4 МПа Принимаем ; МПа МПа МПа МПа По формуле 15.3, с.299, [2] определим суммарный коэффициент запаса: Проверяем жёсткость вала. Для определение прогиба используем таблицу 15.2, с. 303, [2]. Средний диаметр принимаем равным dк=55 мм. , мм4 Прогиб в вертикальной плоскости от силы Fr: мм Прогиб в горизонтальной плоскости от сил Ft и FM: мм Определяем суммарный прогиб: мм Определяем допускаемый прогиб (с.302, [1]): мм Вал отвечает необходимым условиям жёсткости. 6. Выбор подшипников качения6.1 Проверочный расчет подшипников качения тихоходного валаНеобходимо подобрать подшипники для вала тихоходного редуктора используя следующие данные: диаметр в месте посадки подшипника d=50 мм, L=10416 ч.Определяем реакции опор:; H; HУчитывая сравнительно небольшую осевую силу Fa=494,2Н, назначаем конические подшипники лёгкой серии, условное обозначение 7210, для которых по таблице 16.9 из [3] С=56000 Н, Cо=40000 Н, e=0,37.С- паспортная динамическая грузоподъемность, Со- паспортная статическая грузоподъемность.Выполняем проверочный расчет. Определяем осевую составляющую нагрузки по формуле 16.38 из [2]:,S1=0.83*0.37*4269.24=1309.85 НS2=0,83*0,37*5351,41=1643,42 НПринимаем =1643,42 Н и по формуле (16.36[2]) находим осевую нагрузку : НУсловие не раздвижения коле соблюдается НОпределяем эквивалентную нагрузку по формуле 16.29 из [2]:,где по рекомендации имеем V=1; по таблице 16.5[2] при находим X1=1, Y1=0 и при , X1=1, Y1=0, по рекомендации к формуле (16.29[2]) находим Kт=1, K=1,3.K- эффективный коэффициент концентрации напряжений при изгибе, Kт - эффективный коэффициент концентрации напряжений при кручении. Н НТак как , рассчитываем только второй подшипник.3.68C=6956.83*3.68=25601.1 НУсловие С(потребная)<=C(паспортная) выполняется.Проверяем подшипник по статической грузоподъемности. По формуле 16.33 из [2] вычисляем, при Х=0.6, Y=1.04: ,где Yo- коэффициент осевой статической нагрузки, Хо- коэффициент радиальной статической нагрузки, Ро- эквивалентная статическая нагрузка.HУсловие соблюдается: паспортное значение статической грузоподъемности больше расчетного. 7. Расчет шпоночных соединенийДля закрепления деталей на валах редуктора используем призматические шпонки. Размеры поперечного сечения шпонок выбираем по ГОСТ 23360-78 в соответствии с диаметром вала в месте установки шпонок.|
диаметр | сечение шпонки | рабочая длина | крутящий момент | | вала, мм | b | h | шпонки lр, мм | на валах Т, H*м | | 25 | 8 | 7 | 40 | 37.47 | | 34 | 10 | 8 | 30 | 88.53 | | 40 | 12 | 8 | 58 | 347.24 | | 55 | 16 | 10 | 60 | 347.24 | | |
Расчет шпонок по допускаемым напряжениям на смятие:. Условие прочности: а) б) в) г) Все выбранные шпонки удовлетворяют напряжениям смятия. 8. Выбор муфтДля соединения вала редуктора и вала электродвигателя применяем упругую втулочно-пальцевую муфту по ГОСТ21424-93.|
T, H*м | d, мм | D, мм | L, мм | | 63 | 25 | 100 | 104 | | |
Проверим муфту по напряжениям смятия (17.34[2]): Мпагде мм - диаметр окружности, на которой расположены пальцыz=6 - число пальцев - диаметр пальца - длина резиновой втулки Мпа МпаДля соединения тихоходного вала редуктора с валом барабана используем зубчатую жестко-компенсирующую муфту (ГОСТ 5006-55):|
T, кH*м | d, мм | D0, мм | b, мм | | 710 | 40 | 110 | 12 | | |
Условие прочности: Мпа,где b-длина зубаМуфты отвечают условиям прочности. 9. Смазка редуктораДля уменьшения износа зубьев, для уменьшения потерь на трение, а также для отвода тепла выделяющегося в зацеплении применяют смазку передач в редукторе.Так как скорости колёс V<12…15м/с их смазывание производится погружением в масляную ванну. По рекомендации глубина погружение тихоходного колеса обычно не превышает 0,25 его радиуса. Принимаем для смазки редуктора масло трансмиссионное ТМ-3-9 ГОСТ 17472-85, имеющее кинетическую вязкость .Объём заливаемого масла определяем по формуле:,где - внутренняя длина редуктора - внутренняя ширина редуктора - высота масла в редукторе л.Для смазки подшипников применяем наиболее распространённую для подшипников смазку: Жировая 1-13 ГОСТ 1631-61. ЗаключениеДля изготовления шестерен и колёс, желая получить сравнительно небольшие габариты и невысокую стоимость редуктора, была выбрана легированная сталь 40Х и назначена термообработка: для шестерен - азотирование поверхности 50…59 HRC при твёрдости сердцевины 26…30 HRC, ,; для колес - улучшение 230…260 HB. Для тихоходной ступени были произведены проверочные расчёты на усталость по контактным напряжениям и напряжениям изгиба. Все условия прочности соблюдаются: мПа - по контактным напряжениям, мПа - по напряжениям изгиба.При расчёте тихоходного вала было установлено, что все условия прочности и жёсткости выполняются: запас сопротивления усталости , суммарный максимально возможный прогиб мм.Выбранные шпонки были проверены по напряжениям смятия, все они удовлетворяют допустимым значениям. Список используемых источников1. Курмаз Л.В.,Скойбеда А.Т. Детали машин. Проектирование.- “Технопринт”, Минск, 2000.2. Иванов М.Н. Детали машин. - ”Высшая школа”, М., 1984.Кузьмин А.В., Чернин И.М., Козинцов Б. С. Расчеты деталей машин. ” Высшая школа”, Мн., 1986.Шейнблинт A.E. Курсовое проектирование деталей машин. - ”Высшая школа”, М., 1991.Анурьев B.И. Справочник конструктора- машиностроителя. - ”Машиностроение”, М., 1978.
|
|
 |
НОВОСТИ |
 |
|
| Изменения |
|
| Прошла модернизация движка, изменение дизайна и переезд на новый более качественный сервер |
|
